1.2. Определение внутреннего диаметра резьбы из условия устойчивости.
Винт,
имеющий большую гибкость (
),
под действием сжимающей силыQ
может потерять устойчивость.
Гибкость определяется по формуле:
где
lпр
– приведенная длина винта; i–
радиус инерции
поперечного сечения винта,
- коэффициент приведения длины, зависящий
от способа закрепления концов винта и
равный1
для пресса.
Приведенная длина винта определяется зависимостью
Следовательно, lпр = 400+39= 439 мм.
Радиус инерции поперечного сечения винта, определяемый по внутреннему диаметру резьбы
i = 0,25 d1 ,
равен
при
=
0,9·19,5 = 17,55 мм,
Гибкость винта равна
.
Если
,
то расчет критического напряжения винта
выполняется по формуле Ясинского:
где a=490МПа, b=2,6МПа
Подставим значения в формулу Ясинского
МПа.
Проверим винт на устойчивость.
Условие устойчивости имеет вид:
,
где Qкр - критическая сила при которой винт теряет устойчивость.
,
где [n] – коэффициент запаса ([n] = 4…5)
Критическая сила при которой винт потеряет устойчивость равна
H
= 7,7 кН.
Таким образом, условие сохранения устойчивости выполнено, т.к.
Q
=12000 <
Н.
Запас
,
.
1.3. Выбор стандартных параметров резьбы по госТу.
По ГОСТ 9484-81 выбираем трапецеидальную одноходовую резьбу с параметрами (рис. 2):
наружный диаметр d = 22 мм;
средний диаметр d2 = 19,5 мм;
внутренний диаметр d1 = 16,5 мм;
шаг P = 5 мм;
Рисунок 1. Профиль и основные размеры трапецеидальной резьбы.
1.4. Проверка условия самоторможения.
Условие самоторможения выглядит так:
где - угол подъема винтовой линии резьбы на среднем цилиндре;
-
приведенный угол трения.
Угол подъема резьбы при числе заходов z = 1
.
Подставляя численные значения параметров, получим
.
Приведенный угол трения равен
,
где f – коэффициент трения, – угол наклона рабочей грани витка к торцовой плоскости винта.
Для трапецеидальной резьбы = 150; коэффициент трения f = 0,1. Подставляя в значения параметров, получим следующее значение приведенного угла трения
Условие самоторможения выполняется, так как
1.5. Определение момента сил трения в резьбе.
Момент сил трения в резьбе Tp вычисляем по формуле:
Н·мм.
1.6. Определение момента сил трения в пяте винта.
Часть винта (или вала), передающая осевую силу Qp на опору, называется пятой, а опора именуется подпятником. У зажима двухстоечного горизонтального, роль подпятника играет нажимная плита.
Величина момента сил трения в пяте винта Тп вычисляется по формуле:
,
где dп = 0,95 dш, а dш = 0,9d1.
Найдем dш и dп:
dш = 0,95·17,5 = 16,67,
dп = dш
Тогда
Н·мм,
где коэффициент трения покоя и скольжения для трущихся материалов сталь – сталь
f = 0,15.
1.7. Определение длины рукоятки.
Определяется из условия равновесия моментов на винте
,
.
Момент,
который должен создать рабочий для
вращения винта, равен сумме моментов в
резьбе и в пяте
=
21645 + 10002 = 31647 Н·мм.
Длина рукоятки определяется по зависимости [1]:
,
где РР - усилие рабочего.
Усилие рабочего принимаем 100 Н. Тогда длина рукоятки будет равна
мм.
Принимаем Lp = 316,47 мм.
100
316,47=31647МПа
1.8. Определение диаметра рукоятки.
В
расчетной схеме рукоятка является
консольной балкой жесткозащимленной
в головку винта и загруженной на свободном
конце силой
Н.
Рисунок 2. Эпюра силы Р.
Изгибающий момент будет равен
,
подставляя числовые коэффициенты, получим
Н·мм.
Диаметр рукоятки определяется из условия ее прочности по изгибу в опасном сечении, которое выглядит так:
где
[
]
= 100 МПа.
Отсюда требуемый диаметр рукоятки
,
Определяем диаметр рукоятки по зависимости:
мм.
Принимаем: dp = 15 мм.
1.9. Проверочный расчет винта.
Винт в поперечном сечении работает на сжатие Q и кручение от момента определяемого по эпюре крутящих моментов на винте.
Рисунок 3. Эпюры сил и моментов для винта зажима.
Опасным является сечение шейки в пяте винта (1-1) и при этом крутящим моментом будет момент Тп.
Условие прочности по эквивалентным напряжениям в опасном сечении имеет вид:
.
Подставляя числовые значения в полученные формулы, получим:
Подставляя в уравнения условия прочности по эквивалентным напряжениям в опасном сечении, при [σ] = 80 МПа имеем:
