
- •Содержание
- •1.Введение
- •1.2 Составные части механизма и принципы его работы
- •2. Расчёт параметров резьбы
- •2.1. Выбор материалов винтовой пары
- •2.2. Выбор типа резьбы
- •2.3. Определение среднего диаметра резьбы
- •2.4. Определение высоты гайки
- •3.Проверка винта на устойчивость
- •3.1. Определение приведенной длины винта
- •3.2. Определение критических напряжений
- •4. Проверка винтовой пары на самоторможение
- •4.1. Определение приведенного угла трения
- •4.2. Определение угла подъема винтовой линии и коэффициента запаса устойчивости
- •5.3. Определение нормальных, касательных и эквивалентных напряжений
- •Определение длины рукоятки
- •Расчет хвостовика винта
- •8. Расчет гайки
- •8.1. Определение основных размеров
- •8.2. Расчет прочности гайки
- •9. Проверка гайки на непроворачиваемость в корпусе
- •10. Определение кпд механизма
- •11. Расчет конструктивных размеров корпуса.
- •12. Заключение
- •13. Список литературы
2.4. Определение высоты гайки
3.Проверка винта на устойчивость
3.1. Определение приведенной длины винта
Расчет длины нарезанной части:
Длина винта, подвергающаяся сжатию:
l С– длина участка винта, работающего на сжатие.
Определим схему закрепления винта:
где Lпр - приведенная длина винта,
– коэффициент приведения длины, зависящий
от способа закрепления концов винта;
Для
настенного пресса коэффициентпринято брать равный 0,5.
Lпр=
lC
µ
Lпр-А= 235 мм
Lпр-Б= 234 мм
Lпр-С= 233 мм
Рис.3
3.2. Определение критических напряжений
Винты, работающие на сжатие, под воздействием рабочей нагрузки могут получить продольный изгиб и выйти из строя, поэтому проверка на устойчивость является обязательной.
При расчете на устойчивость будем рассматривать винт как гладкий стержень, нагруженный сжимающей силой Q, диаметром равным внутреннему диаметру резьбы d1.
ix – радиус инерции поперечного сечения винта:
ix = 0,25d1.
ix-А = 0,2524=6мм
ix-Б = 0,2523=5,75мм
ix-С = 0,2521=5,25мм
Гибкость
винта
определяется по формуле:
,
Зная все данные, определим гибкость винта:
Поскольку,
входит в промежуток
,
то расчёт потери устойчивости не
производится. Резьбы А, В, С устойчивы.
4. Проверка винтовой пары на самоторможение
После определения диаметра резьбы необходимо проверить выбранные резьбы на самоторможение. Под самоторможением понимается обеспечение невозможности самопроизвольного движения винта под действием рабочей нагрузки (самопроизвольное раскручивание).
Для обеспечения самоторможения механизма должно выполняться условие:
,
где
– приведенный угол трения;
–угол
подъема винтовой линии;
–коэффициент
запаса самоторможения:
для
самотормозящихся механизмов
1,3;
для
механизмов, к которым не предъявляются
жесткие требования в отношении
самоторможения
1,1.
Угол
подъема винтовой линии
зависит от геометрии резьбы:
,
где:– шаг резьбы;
–число
заходов резьбы;
–средний
диаметр резьбы.
4.1. Определение приведенного угла трения
Приведенный
угол трения
:
,
где
– коэффициент трения, зависящий от
шероховатостей рабочих поверхностей
витков и материала гайки, выбирается
по таблице 2.
Таблица 2
Класс точности |
Параметры шероховатости, мкм |
Коэффициент трения при материале гайки | |||||
Винта |
Гайки |
Бронза оловянная |
Бронза безоловянная |
Чугун |
Сталь | ||
2 |
Ra = 1,25 |
Ra = 1,25 |
0,07 |
0,08 |
0,09 |
0,10 | |
3 |
Ra = 2,5 |
Ra = 2,5 |
0,08 |
0,09 |
0,10 |
0,12 | |
4 |
Ra = 2,5 |
Rz = 20 |
0,09 |
0,10 |
0,12 |
0,15 |
Приведенный
угол трения:
4.2. Определение угла подъема винтовой линии и коэффициента запаса устойчивости
Угол подъема резьбы: Коэффициент запаса самоторможения:
4.3. Выбор окончательного варианта размера резьбы
Следовательно, выбираем трапецеидальную резьбу: Тr26×5
Таблица 3
Шаг резьбы Р |
Диаметры резьбы | ||
Наружный d=D |
Средний d2=D2 |
Внутренний d1=D1 | |
5 |
26 |
23,5 |
21 |
5. Проверка прочности винта
5.1 Расчет момента трения в резьбе
Величина
определяется по формуле:
.
5.2. Выбор типа конструкций пяты винта
Сплошная пята (рис. 4) компактнее по конструкции, чем кольцевая, обладает меньшим моментом трения на пяте (так как силы трения расположены ближе к оси вращения винта), и поэтому обеспечивает более высокий КПД механизма. Она проще в изготовлении, но крепление опорной детали сложнее. Их можно рекомендовать для механизмов средней нагрузочной способности.
Диаметр
опорной поверхности пяты
должен таким, чтобы давление на поверхности
трения, как и на кольцевой пяте, не
превышало
=
25…40 МПа, т.е.:
.
Рассчитанный
диаметр
должен быть
для обеспечения свободного прохода
гайки, и
для обеспечения прочности выступа на
изгиб.
| |||
|
|
|
|
Рис. 4. Сплошная пята |
Для
облегчения сборки на конце выступа
выполняется фаска (0,6…1,0)×45º. Поэтому
диаметр выступа под пяту
мм.
Сопряжение по диаметру
осуществляется по посадке с гарантированным
зазором.
Высоту
выступа
на торце винта можно принять
.
Момент трения на сплошной пяте:
,
где
= 0,10…0,12 – коэффициент трения стальной
чашки о стальной винт.
Для
уменьшения износа, и, следовательно,
увеличения срока службы опорную
поверхность пяты целесообразно
подвергнуть поверхностной или объемной
закалке до твердости HRC
40…45 – HRC
50…55 , или запрессовать в чашку закаленный
вкладыш – подпятник 1 (рис. 3.2а).
Это также позволит увеличить допускаемое
давление
.
Шлифование опорных поверхностей пяты
и подпятника позволит снизить коэффициент
трения до величины
= 0,08…0,10.
Рассчитаем основные параметры сплошной пяты: