
- •Министерство образования и науки Российской Федерации
- •Детали машин и основы конструирования
- •Введение
- •Требования к содержанию и оформлению работы
- •Часть 1. Ручной винтовой домкрат
- •1. Анализ соответствия механизма
- •1.1. Проверка условия самоторможения винтовой пары
- •1.2. Проверка энергосилового согласования
- •1.3. Проверка устойчивости ходового винта
- •1.4. Проверка устойчивости домкрата
- •1.5. Проверка отсутствия смятия поверхности настила
- •2. Проектирование винтового домкрата
- •2.1. Проектирование винтовой пары
- •2.2. Проектирование ходового винта
- •2.3. Проверка соответствия проектируемого домкрата
- •2.4. Проектирование гайки ходового винта
- •2.5. Определение диаметра рукоятки домкрата
- •Резьбы ходовые
- •Механические свойства сталей, применяемых для ходовых винтов
- •1. Определение параметров агрегатов и передач
- •1.1. Определение мощности и выбор электродвигателя
- •1.2. Определение передаточного отношения передач
- •1.3. Мощность, частота вращения и крутящий момент
- •Энерго-кинематические параметры элементов привода
- •1.4. Проектировочный расчёт валов,
- •1.4.1. Проектировочный расчёт валов
- •1.4.2. Определение диаметральных размеров ступенчатых валов
- •Параметры зубчатых муфт
- •Муфты втулочно-пальцевые (по гост 21424-93)
- •Муфты упругие с торобразной оболочкой (по гост р 50892-96)
- •1.4.3. Предварительный выбор подшипников качения
- •1.5. Определение межосевых расстояний
- •1.6. Определение геометрических параметров
- •Максимальные рекомендуемые значения коэффициента bd max
- •Значения коэффициента m
- •2. Компоновка узла редуктора
- •Параметры накладных крышек подшипниковых узлов
- •3. Расчёт зубчатых передач
- •3.1. Определение расчётного контактного напряжения
- •Параметры проектируемых зубчатых передач
- •Рекомендуемая степень точности цилиндрических зубчатых передач
- •Значение коэффициента к Hv прямозубых (п) и косозубых (к) колёс
- •3.2. Выбор материала зубчатых колёс и вида упрочнения Расчётные значения h используем для выбора поверхностного и объёмного упрочнения зубьев шестерен и колёс, учитывая условие (11) и соотношение
- •Значение ngh контактной прочности зубьев передач
- •3.3. Проверочный расчёт зубчатой передачи
- •Значение коэффициента кf
- •4. Проверочный расчёт подшипников и вала
- •4.1. Определение реакций опор
- •4.2. Определение ресурса подшипников
- •Последовательность определения эквивалентной нагрузки
- •4.3. Проверочный расчёт вала
- •Значение эффективных коэффициентов концентрации при переменных напряжениях
- •Значения к и к для валов со шпоночным пазом, шлицами или резьбой
- •Значения Kd и Kd
- •Значения к/ Kd и к/ Kd соединений с натягом
- •Значения kf и kf
- •Часть 3. Электромеханический привод
- •Требования к содержанию и оформлению работы
- •Содержание этапов разработки проекта
- •2. Прочностный расчёт деталей и узлов редуктора
- •1. Разработка технического предложения
- •1.1. Энергокинематический расчёт привода
- •Ориентировочные значения коэффициентов I. Характеризующих потери
- •Результаты энергокинематического расчёта привода
- •1.2. Выбор муфты, проектировочный расчёт валов и выбор подшипников
- •1.3. Расчёт червячных и зубчатых передач
- •1.4. Выбор варианта редуктора для дальнейшего проектирования
- •Результаты расчёта параметров привода
- •2. Прочностный расчёт деталей и узлов редуктора
- •2.1. Разработка эскиза редуктора
- •2.2. Расчёт ременной передачи
- •2.3. Определение реакций опор и расчёт подшипников
- •2.4. Расчёт шпоночных соединений и деталей муфты
- •2.5. Прочностной расчёт валов
- •2.6. Выбор смазочных материалов и тепловой расчёт редуктора
1.5. Проверка отсутствия смятия поверхности настила
Условие
отсутствия смятия настила под действием
веса грузаQ
запишем в виде:
см = Q / Аос = 4Q / [(Dод – dод )] [см], (9)
где [см] – допускаемое напряжение при расчёте на смятие;
для древесины принимается [см] = 2... 4 МПа.
2. Проектирование винтового домкрата
Результатом анализа соответствия механизма критериям функциональности и условиям безопасной работы может быть следующее:
– механизм соответствует всем критериям; в этом случае необходимо продолжить анализ соответствия деталей и узлов механизма критериям надёжности с учётом требования минимизации массогабаритных параметров механизма;
– механизм не соответствует некоторым критериям; в этом случае необходимо разработать новый вариант конструкции механизма и выполнить анализ соответствия деталей нового варианта механизма критериям надёжности.
В качестве основы при разработке конструкции нового механизма обычно используют чертежи и нормативно-техническую документацию механизма - прототипа. От анализа функционирования механизма переходят к анализу функционирования его деталей. Функционирование деталей обусловлено их взаимодействием друг с другом.
Используя схему или чертёж домкрата, самостоятельно определите функции каждой детали и последовательность «передачи» силы Q и моментов сил, начиная с грузовой опоры и заканчивая поверхностью настила. В результате Вы сможете указать условия «передачи» нагрузки от одной детали к другой и соответствующие им виды повреждений тела деталей и контактирующих поверхностей деталей, которые могут стать причиной утраты надёжности детали.
Надёжность – свойство технического объекта выполнять заданные функции, сохраняя во времени значения эксплуатационных показателей в пределах, установленных нормативно-технической документацией при заданных условиях эксплуатации, ремонтов, хранении и транспортировки.
Событие утраты надёжности называется отказом. Отказ детали может произойти в связи с повреждением тела детали и (или) поверхностей контакта деталей друг с другом.
2.1. Проектирование винтовой пары
Габариты и масса механизма обычно существенно зависят от размеров относительно небольшого числа деталей или узлов, обеспечивающих выполнение основной функции механизма. Габариты и масса винтовых механизмов с ручным приводом в основном зависят от размеров пары «ходовой винт-гайка».
Винтовая пара преобразуют вращательное движение винта в поступательное перемещение грузовой опоры и обеспечивает удержание груз в поднятом состоянии.
Возможные виды отказа винтовой пары:
– износ рабочей поверхности витков ходовой резьбы винта;
– срез витков резьбы под действием силы Q.
Надёжность пары «винт-гайка» при длительной эксплуатации определяется в основном её износостойкостью. С целью уменьшения износа и коэффициента трения пары «винт-гайка» для изготовления гайки используют антифрикционные материалы (обычно бронзы, а также чугуны в паре со стальным ходовым винтом). Учитывая требование минимизации затрат на изготовление и эксплуатацию, используют вставную гайку ходового винта.
Критерий
износостойкости
пары «винт-гайка» механизмов с ручным
приводом (при малых скоростях скольжения)
записывают в виде
р [p], (10)
где р = Q/Aпв – среднее давление на поверхности витков резьбы;
Aпв = (d2H1) z – расчётное значение рабочей поверхности витков резьбы (рис. 10);
здесь d2 – длина одного витка резьбы по среднему диаметру;
H1 – высота рабочей части профиля резьбы,
z – расчётное число витков резьбы.
[p] – допускаемое давление.
Материал винтовой пары р, МПа
Сталь закалённая – бронза оловянная 10 ...13
Сталь незакалённая – бронза оловянная 8 ...10
Сталь закалённая – бронза безоловянная
или антифрикционный чугун 7 ... 9
Сталь незакалённая – бронза безоловянная
или антифрикционный чугун 6 ... 7
Сталь незакалённая – серый чугун 4 ... 5.
Примечание. Меньшие значения р принимаются при интенсивном использовании механизма.
Нагрузка между витками резьбы распределена крайне неравномерно. Поэтому приведенные выше значения р можно использовать при оценке износостойкости, если число z полных витков гайки ходового винта не превышает z z = 10...12.
При проектировании пары «ходовой винт-гайка» не известны число витков z и параметры резьбы H1 и d2. В соотношении (10) производят замену переменных так, чтобы получить зависимость давления р только от параметра d2:
1) H1 = h Р, где h – коэффициент высоты профиля резьбы;
согласно ГОСТ 9484-81 для трапецеидальной резьбы h = 0,5,
согласно ГОСТ 10172-82 для упорной резьбы h = 0,75;
2) Р z = Hрг, где Hрг – расчётная высота гайки;
3) Hрг/d2 = H, где H – коэффициент высоты гайки;
значение H принимают в пределах 1,6 … 2,5; меньшие значения – для прессов, большие – для домкратов.
Критерий (10) запишем в виде р = Q/ (h H d22) р и получим
формулу для определения расчётного значение среднего диаметра
d2р
= Q/
(Hh
р).
(11)
По значению d2р предварительно определим расчётное значение высоты гайки Hр = H d2р и расчётное значение шага резьбы Рр = Hр/z при условии z z = 10 ... 12. При известных значениях d2р и Рр по ГОСТу подбираем стандартную ходовую резьбу так, чтобы выполнялось d2 Р d2р Рр.
Примечание. Если принять иное значение числа витков z, то получим другие значения Рр и d2р Рр. Таким образом, при данном значении d2р возможно несколько вариантов стандартной резьбы.
Задача 2
Определить параметры трапецеидальной резьбы при Q = 32 кН и интенсивном использовании домкрата. Материал гайки ходового винта бронза БрОФ10-1, материал ходового винта сталь Ст5 нормализованная.
Проектировочный расчёт
Определим d2р по (11). Для трапецеидальной резьбы h = 0,5. Приняв значения H = 2,2 и р = 8 МПа, получим
d2р = [32 103/(3,14 2,2 0,5 8 106]1/2м = 0,034 м = 34 мм.
Расчётное значение высоты гайки Hр = H d2р = 74,8 мм; расчётное значение шага резьбы равно Рр = Hр/ z = 7, 48 мм при z = 10 и равно Рр = Hр/ z = 6,23 мм при z = 12. Соответственно, произведение d2р Рр = 254 при z = 10 и d2р Рр = 212 при z = 12.
Согласно (2) с увеличением диаметра d2 возрастает момент Твп . Поэтому значение d2 должно быть минимально возможным.
Примем стандартную резьбу с шагом Р = 6 мм. При z = 12 и Р = 6 мм условию Р d2 212 практически (с отклонением 1%) соответствует резьба Tr 38 6, для которой d2 = 35 мм и высота рабочей части профиля резьбы H1 = 3 мм.
Расчётная высота гайки Hрг = 72 мм; высота гайки на чертеже Hг = Hрг+ Р
Проверочный расчёт
Расчётное значение давления р = Q/Aпв= Q/((d2 H1 z) = 8,09 МПа р = 8 МПа.
Условие износостойкости выполняется, превышение расчётного значения р менее пяти процентов, что допустимо.
Последовательность действий при определении параметров детали:
– указать возможный вид отказа и записать соответствующий критерий (например, для винтовой пары вид отказа – износ, критерий износостойкости – р [p]);
– составить расчётную схему, указать определяющие величины, записать зависимость составляющих критерия через определяющие величины (например, схема на рис. 10 и зависимость р = Q/Aпв= Q/((d2 H1 z) [р]);
–составить
расчётную
зависимость,
используя известные из практики
соотношения между определяющими
величинами (например, H1
= h
Р,
H
=и
на
рис.
– определить расчётное значение параметра (например, d2р);
– учитывая рекомендации стандартов, по расчётным значениям параметров принять действительные значения этих параметров;
– определить расчётные значения других определяющих величин (например, значение Hрг при условии z [z] = 10…12, шага Р или H1)
– выполнить проверочный расчёт и установить соответствие принятых значений определяющих величин критерию (например, р [р]).
Внимание. Указанная последовательность действий должна соблюдаться при определении любого параметра в процессе проектирования.