I . Винтовые подъёмные устройства

Винтовые подъемные устрой­ства применяются во многих облас­тях техники дня подъема грузов и сооружений. В общем машиностро­ении наиболее часто в их состав входят одиночные винтовые пары относительно небольшой грузоподъёмности. В специальных от­раслях техники, например, при судоподъеме, не­редки случаи использования групповых винтовых пар с грузоподъ­емностью, изме­ряемой сотнями тонн.

Ниже излагается методика проектирования простейших "пред­ставителей" рассматриваемой группы механизмов.

Простой домкрат (схема I)

П риводимый в движение рукояткой 5 (рис.1.1) грузовой винт 9, вращаясь в неподвижной гайке 7, перемещается посту­пательно, поднимая или опуская груз Q , приложенный к чашке I. Для того чтобы гайка была неподвижна от­носительно груза, ее плос­кость снабжается насечкой. Поскольку винт совершает вращательное движение, а чашка I и гайка 7 не вра­щаются, то на кольцевой пяте (поверхности контакта головки 4 винта с чашкой) и в резьбе возникает тре­ние, для уменьшения которого применяют смазку.

В дальнейшем пятой будем называть плоскую или сферическую поверхность вращающегося винта (или вращающейся гайки), к которой приложено осевое усилие Q со стороны другой детали. Пята может быть кольцевой (см.рис.1.1, 1,2,а), сплош­ной (рис.1,2,б), сферичес­кой (рис.1.2,в).

Шайба 3 и винт 2, ввинченный в головку вин­та, предназначены для ограничения перемещения чаши вдоль оси винта толь­ко в пределах небольшого зазора С (см.рис.1.2.а).

Для удобства в работе и исключения возможности потери рукоятки целесообразно использовать шаровые ручки [I].

Установочный (или стопорный) винт 8 (см.рис.1.1) предот­вращает проворачивание гайки 7 в корпусе 10 домкрата под действием момента в резьбе. Используют винты по ГОСТ 1478-75 и ГОСТ 1482-75 с цилиндрическим концом [I], [4]. Винт ввинчивается в стенку корпуса домкрата, а его цилиндрический конец входит в отверстие, высверливаемое в стенке гайки по­сле ее запрессовки в корпус.

К нижнему торцу грузового винта крепежным винтом II (ГОСТы 7798-70, 7796-70, 149I-72, 17473-72, 17474-72, 1475-72) [I] прикреплена шайба I2, которая не позволяет полностью вывинтить грузовой винт из гайки и, следовательно, исключа­ет возможность аварии. Для предотвращения самоотвинчивания в процессе эксплуатации винтов с потайной и полупотайной го-головками следует применять кернение [I]. Для стопорения остальных типов винтов, а также гаек во всех механизмах це­лесообразно использовать пружинные шайбы по ГОСТ 6402-70 [I], [4] (см.рис.1.2,а).

Проектирование любого винтового механизма нужно начи­нать с определения силы Q , действующей вдоль оси грузо­вого винта. Затем следует выбрать материалы винта и гайки, учитывая, что, во-первых, винты, не подвергающиеся закалке, изготавливают из сталей 45, 60 (ГОСТ 1050-74), а закаливаемые - из сталей 40Х, 40ХГ (ГОСТ 4543-71). Во-вторых, по­скольку все рассматриваемые механизмы имеют винтовые пары скольжения, то для уменьшения трения гайки изготавливают из антифрикционных материалов - оловянных бронз Бр010Ф1, Бр06Ц6С3 (ГОСТ 613-79), безоловянной бронзы, БрА9Ж3Л (ГОСТ 493-79), чугунов СЧ12-28, СЧ15-32, СЧ18-36 (ГОСТ 1412-70). В отдельных случаях возможно изготовление гайки из стали. Следует иметь в виду, что антифрикционные свойства у бронзы улучшаются с увеличением содержания оло­ва, а у чугуна - с уменьшением прочности. Кроме того, следу­ет учитывать, что самый дешевый материал - чугун, а стои­мость бронзы тем выше, чем больше содержание олова.

Далее нужно выбрать тип резьбы. При двухстороннем дей­ствии силы Q следует использовать трапецеидальную резь­бу (ГОСТ 9484-73), для которой коэффициент рабочей высоты витка ξ = 0,5; при одностороннем приложении нагрузки для уменьшения Потерь на трение целесообразно применять упорную резьбу (ГОСТ 10177-62), у которой ξ = 0,75.

При используемых материалах винта и гайки основной причиной выхода механизма из строя является износ резьбы гайки, поэтому проектный расчет, имеющий целью определение габаритов винтовой пары, следует производить из условия из­носостойкости. Средний диаметр резьбы, удовлетворяющий этому условию, равен

(I. I)

Коэффициент высоты гайки рекомендуется принимать в пределах 1,2 « ψ « 2,5.

Если две контактирующие поверхности неподвижны относи­тельно друг друга, то интенсивность нормальных к ним сил называют напряжением смятия δ_см. Машиностроительные материалы способны выдерживать большие на­пряжения δ_см и поэтому допускаемое напряжение смятия [δ_см] обычно сравнительно велико. Если же одна из контак­тирующих поверхностей совершает движение относительно дру­гой, то интенсивность нормальных сил именуют давле­нием q. Так как работа деталей при наличии отно­сительного движения сопровождается их изнашиванием, то для уменьшения износа и увеличения срока службы деталей принима­ют небольшое значение допускаемого давления [q]. Из изло­женного следует, что всегда [q]«[δ_см].

Экспериментальным путем установлено, что для сочетания материалов закаленная сталь - бронза [q] = (11... 13) МПа, для пары незакаленная сталь - бронза [q] = (8... 10) МПа, для пары сталь - сталь [q] = 6 МПа, для пары незакаленная сталь - чугун [q] = (4... 6) МПа, причем значение [q] тем больше, чем выше антифрикционные свойства материала гай­ки.

Вычислив d₂ по формуле (I.I), легко найти высоту гайки

h₁=ψd₂. (1.2)

Предварительное значение внутреннего диаметра резьбы d₁≈09d₂.

Длина нарезанной части винта (см.рис.1.1) l_н = h+h₁,

где h - высота подъема груза.

Далее нужно выполнить расчет винта на устойчивость.

Радиус инерции поперечного сечения винта равен i_x =0,25d₁. Зная i_x, можно найти гибкость винта .

Приведенная длина винта определяется зависимостью

l_пр=μl, (1.3)

где µ - коэффициент приведения длины, зависящий от спосо­ба закрепления концов винта (рис.1.3); l- длина участка винта, испытывающего сжатие.

У большинства рассматриваемых механизмов l - макси­мальное возможное расстояние от середины гайки до пяты. Например, для домкрата (см.рис.1.1)

l= h+ 0,5 h₁+h₃,

где h₃ - ориентировочная высота головки винта, которая мо­жет быть принята равной ~ (2...3) d₂. Исключение состав­ляет механизм по схеме 8, у которого l - расстояние от середины гайки до нижней шарнирной опоры винта.

П

Рис. 1.3. Коэффициент  при различных способах закрепления концов винта.

ри выборе значения µ следует учитывать, что у большинства из рассматриваемых устройств гайка имеет жесткую связь с другими элемен­тами механизма и поэтому опору с гайкой можно считать заделкой. Исклю­чение составляет механизм по схеме 8, у которого гайка при продольном из­гибе имеет возможность свободно поворачиваться вместе с винтом и, следовательно, гайка эквивалентна шарнирной опоре. Что касается другой опоры винта, то у домкратов конец винта с чашкой можно считать свободным. У остальных механизмов, как правило, вторую опору следует считать шарнирной. Только в случае, когда эта опора представляет собой подшипник скольжения с отношением

l₀/ d₁ > 2 *, ее можно считать заделкой.

При λ ≥50 второй возможной причиной выхода механизма из строя может быть потеря винтом устойчивости.

Проверка вита на устойчивость выполняется при помощи уравнения

, (1.4)

где = 4 - минимальный запас устойчивости.

Критическая сила, при которой винт теряет устойчивость, определяется формулой

При λ ≥90 критическое напряжение вычисляется по фор­муле Эйлера:

(1.5)

Для сталей модуль упругости Е =2,110⁵ МПа.

При 50≤λ< 90 для рекомендованных марок сталей

МПа (1.6)

При λ < 50 проверка винта на устойчивость не требу­ется.

Если условие (1.4) не выполняется, то необходимо увели­чить диаметр винта, для чего прежде всего нужно найти зна­чение приведенной длины

,

которая соответствует "граничной" гибкости λ = 90, разде­ляющей области применения формул (1.5), (1.6).

Если приведенная длина l_пр рассчитываемого винта, найденная по формуле (1.3), больше, чем , следует ис­пользовать формулу (1.5) и диаметр d₁ вычислять по формуле

.

_______________________________________________________________________________________________

*l₀ - длина части винта, находящейся в контакте с под­шипником, причем подшипником считается любая цилиндрическая поверхность, охватывающая винт.

В случае критическим является напряжение по формуле (1.6) и диаметр d₁ рассчитывается по формуле

d₁>0,001082 .

Окончательным будет значение d₁ , ближайшее большее из соответствующего ГОСТа. Одновременно фиксируются стандартные параметры d, d₂ , Р и выбирается значение n , где d - наружный диаметр резьбы, Р - шаг, n - число за­ходов.

Стандарт предусматривает несколько шагов Р для дан­ного диаметра резьбы d. Рекомендуется выбирать такое зна­чение Р , при котором число витков гайки

(1.7)

Оптимальными являются значения Z = 6...10.

Так как большинство рассматриваемых механизмов должно обладать свойством самоторможения, то их винтовые пары дол­жны удовлетворять условию

,

где ρ’-приведенный угол трения; ; f₁-коэффициент трения, зависящий от шероховатостей рабочих по­верхностей витков и материала гайки (табл.1.1); α - угол наклона рабочей грани витка к торцовой плоскости винта (для упорной резьбы α=3°, для трапецеидальной α=15°); φ-угол подъема винтовой линии на среднем цилиндре, определяе­мый зависимостью

;

K - запас самоторможения.

Для всех самотормозящихся механизмов должно быть n=1 и К≥1,3.

Для рассматриваемых далее механизмов, к которым не предъявляется жесткие требования в отношении самоторможения, n=1 и К=1...1,3.

Третья возможная причина выхода механизма из строя

Таблица 1.1

Коэффициенты трения f₁ при наличии смазки

Класс точности	Параметры шероховатости, мкм		Коэффициент трения при материале гайки
	винта	гайки	Бронза оловянная	Бронза без-оловянная	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

п олучение винтом остаточных деформаций. Для устранения этой опасности необходимо выполнить расчет винта на проч­ность. Наиболее напряженным является участок винта ab (рис.1.4), подвергаю­щийся сжатию силой Q и кручению моментом

(1.8)

Условие прочности винта имеет вид

(1.9)

где напряжения сжатия и кручения равны

(1.10)

Допускаемое напря­жение определяется по формуле

, (1.11)

где [S] - коэффициент запаса

прочности, равный

[S]= [S₁] [S₂] [S₃] (1.12)

Коэффициент [S₁] учитывает точность определения дей­ствующих на деталь нагрузок и возникающих в ней напряжений: при расчетах средней точности [S₁] = 1,2...1,4; при грубых расчетах [S₁] = 1,4...1,6.

Для домкратов расчетной нагрузкой Q является макси­мальный допустимый груз, поэтому определение нагрузки и действующих напряжений можно считать достаточно точными и принимать [S₂] = 1,2... 1,3.

Коэффициент [S₂] учитывает однородность материала де­тали. Для деталей из поковок и проката [S₂] = 1,2...1,5; для литых деталей из стали и цветных сплавов [S₂] = 1,5...1,8; для чугунных деталей [S₂] = 1,5...2,5. Значение [S₁] тем больше, чем больше размеры проектируемой детали.

Коэффициент [S₃] учитывает специфические требования безопасности рассчитываемой детали и принимается в пределах [S₁] = I...I.5; большие значения - для деталей дорогостоя­щих и повышенной надежности.

Процесс погружения всех деталей рассматриваемых меха­низмов близок к статическому, поэтому для деталей, изготов­ленных из пластичных материалов, опасное (предельное) напря­жение

, (1.13)

а для деталей из хрупких материалов

(1.I4)

где Е_М - масштабный фактор.

Вероятность разрушения детали при смятии практически не зависит от ее размеров, поэтому при расчетах на смятие нужно принимать Е_М = 1.

При действии в детали только касательных напряжений вместо [σ], σ_оп, σ_Т и σ_В в формулы (I.II), (I.I3), (I.I4) нужно подставлять [τ], τ _оп, τ _Т и τ _В

Следует иметь в виду, что для сталей τ _Т =(0,6…0,7) σ_Т, τ _В=(0,7…0,75)σ_В, σ_ТС ≈1,05σ_Т, σ_ТИ ≈1,1σ_Т, где σ_ТС и σ_ТИ - пределы текучести соответственно при сжатии и изгибе. Для бронз значения можно считать оди­наковыми.

Значения σ_Т, σ_В и Е_М для различных: материалов и

в том числе для рекомендуемых материалов винта и гайки при­ведены в [3], [6].

После расчета винта на прочность следует определить длину и диаметр рукоятки.

Необходимая длина рукоятки

(I.I5)

где Р_Р - усилие рабочего. При длительной работе можно принимать Р_Р = 200 Н, а при кратковременной - Р_Р = 300 Н. Максимальная длина рукоятки должна удовлетворять усло­вию

L≤1 м. (I.I6)

Конструктивная длина рукоятки с учетом ширины ладони рабочего должна быть принята равной L_K=L + 0,05.

При применении вместо рукоятки маховичка L - радиус маховичка. Нормализованные маховички из различных материалов с диаметрами от 65 до 320 мм можно найти в [I]. Иногда при больших нагрузках для удобства работы вместо простейшей рукоятки, изображенной на рис.1.1, домкраты снабжаются специальной рукояткой с трещоткой (с храповым колесом и собач­кой), которая позволяет заменить вращательное движение по кругу качательным движением в пределах небольшого угла.

Конструкция такой рукоятки и расчет ее элементов приведены в [2].

Момент T, создаваемый рабочим, в любом винтовом ме­ханизме должен быть равен сумме (см.рис.1.4):

Т = Т_P+Т_П, (1.I7)

где Т_П - момент трения на пяте, величина которого зависит как от размеров, так и от формы пяты.

Вариант с кольцевой пятой (см.рис.1.2,а), отличающийся максимальной простотой, дает момент, равный

, (1.I8)

где f₂ =0,08...0,12 - коэффициент трения стальной чашки о стальной винт; чем выше твердость и чем ниже шероховатость трущихся поверхностей, тем меньше значение f₂.

В формуле (I.I8) можно принимать d₃≈0,6d, где d - наружный диаметр винта. Диаметр d₄, следует найти из условия износостойкости трущихся деталей

(1.I9)

задавшись допускаемым давлением [q] = (25...40) МПа. Чем выше [q], тем больше будет интенсивность изнашивания и меньше срок службы деталей. Ввиду относительно большой ве­личины момента (I.I8) рассматриваемый вариант может быть ре­комендован только для домкратов небольшой грузоподъемности (Q <20000 Н).

Если при требуемой величине Т значение L не удовлетворяет условию (I.I7), то нужно принять меры по уменьше­нию моментов Т_Р и Т_П. Момент Т_Р можно понизить путем перехода к более мелкой резьбе, имеющей значение d₁, рав­ное или близкое к прежнему. При этом должно соблюдаться условие (1.7).

Существенного уменьшения величины Т_П можно достичь, если заменить кольцевую пяту сплошной (см.рис.1.2,б), для которой формула (I.I8) дает

(1.20)

Диаметр d₅ должен быть таким, чтобы давление q на поверхности трения было то же, что и в случае кольцевой пяты*, т.е. необходимо иметь

(1.21)

При больших значениях [q] для уменьшения износа и, следовательно, увеличения срока службы верхний конец винта целесообразно подвергнуть поверхностной или объемной закал­ке до твердости НRС 40-56, а в расточку чашки запрессо­вать закаленный вкладыш. Шлифование торца винта и рабочей поверхности вкладыша позволяет снизить коэффициент трения до величины

f₂ = 0,08. Сопряжение по диаметру d₅ должно осуществляться по

_______________________________________________________________________________________________

* Площадью глухого отверстия ввиду ее малости можно пренебречь.

одной из посадок с гарантированным зазо­ром. На рис.1.2,б показаны два возможных варианта соедине­ния чашки с винтом. Установочный винт 3 по ГОСТ 1482-75 [I] или два цилиндрических штифта 2 по ГОСТ 3128-70 [I] играют ту же роль, что и винт 2 с шайбой 3 на рис.1.1. Штифты 2 или винт 3 не должны препятствовать вращению грузового винта относительно чашки. Для этого ширина b канавки и её глу­бина должны быть такими, чтобы между штифтом 2 (или вин­том 3) и грузовым винтом были зазоры. Чтобы обеспечить на­дежный упор торца винта во вкладыш I и исключить возможность нагружения штифтов 2 (или винтов 3), необходимо предусмот­реть зазор Q.

Значительно меньший момент Т_П обеспечивает сферичес­кая пята (рис.1.2,в), контактирующая с плоским закаленным вкладышем. Под действием сжимающей силы Q детали дефор­мируются и образуется круговая площадка контакта, диаметр .которой

, (1.22)

где ρ - радиус сферы; Е_пр - приведенный модуль упругости, для стальных деталей равный 2,1·10⁵ МПа.

Величина ρ должна быть такой, чтобы удовлетворялось условие контактной прочности, а именно

, (1.23)

Допускаемое контактное напряжение определяется по фор­муле

, (1.24)

где – предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов;  – коэффициент долговечности;  – коэффициент запаса контактной прочности.

Величина зависит от твердости ( в еденицах Роквелла) менее твердой поверхности:

В случае объемной закалки деталей (HRC 40-56):

(МПа), =1,1;

а при поверхностной закалке (HRC 40-56):

(МПа), =1,2.

Для рассматриваемых деталей, отличающихся небольшим числом циклов погружения за весь срок службы, = 2,4.

Момент трения в случае сферической пяты равен

(1.25)

и вследствие малости диаметра d_Н в несколько раз меньше, чем в предыдущих случаях.

Ещё одним достоинством рассматриваемой конструкции яв­ляется центральное нагружение винта даже при неперлендику-лярности его оси по отношению к рабочей поверхности вкла­дыша.

Минимальный момент T_П получается в случае использо­вания упорного шарикового подшипника [2]*.

Концевой участок винта в вариантах рис.1.2,б,в, в от­личив от варианта рис.1.2,а, испытывает сжатие силой Q и кручение момен-том Т_П, поэтому необходимо проверить прочность в сечении, ослабленном кольцевой канавкой, при по­мощи формулы (1.9), в которой ; . (1.26)

Представленные на рис. 1.2 конструкции могут быть исполь-зованы в любом механизме с вращающимся и одновременно поступательно движущимся винтом.Диаметр рукоятки можно найти из условия ее прочности на изгиб

, (1.27)

где [σ_U] - допускаемое напряжение изгиба, определяемое по формуле (I. II).

Рукоятку можно изготавливать из дешевых сталей (напри­мер, СтЗ, Ст4, Ст5). При выборе значений [S₁], [S₃] следу­ет учитывать,

_______________________________________________________________________________________________

*Последние два варианта целесообразно использовать в механизмах с большой осевой силой (Q ≥40000 H).

что определение нагрузки и действующих напряжений можно отнести к числу расчетов средней точности и что к рукоятке не предъявляются повышенные требования в отноше­нии ее надежности.

Р азмеры головки винта можно задавать, руководствуясь со­отношениями (рис.1.4)

d₇=(1,1...1,5)d, h₃=(1,3...1,6)d,

где числовой коэффициент тем больше, чем меньше d, должно соблюдаться условие d₇ > d₄ (см.рис.1.2,а). Следует отметить, что головка винта одновременно испытывает сжатие силой Q и кручение моментами Тр, Тп, а так­ же смятие рукояткой. При реко­мендуемых соотношениях разме­ров проверки прочности не тре­буются, так как все условия прочности заведомо выполняются.

Наружный диаметр гайки D₁, (рис.1.5) рекомендуется выби­рать в пределах D1=(1,4...1,6)d.

причем меньшее значение коэффициента соответствует большему диаметру d.

Гайку приближенно можно рассматривать как втулку с наружным диаметром D₁ и внутренним d, подвергающуюся растяжению силой Q и кручению моментом T_P.Следователь­но, условие прочности должно быть записано так:

(1.28)

где напряжение растяжения

Напряжение кручения равно

Определяя значение [σ] по формуле (I.II), необходимо иметь в виду следующее. Во-первых, формулой (1.27) не учиты­ваются напряжения, возникающие в теле гайки в результате ее запрессовки

в корпус (эти напряжения тем больше, чем больше натяг). Во-вторых, как правило, бронзовые заготовки деталей получают литьем. В-третьих, разрушение гайки приводит к ава­рии.

Диаметр D₂ буртика гайки рекомендуется назначать, руководствуясь зависимостью

D₂=(1,15... 1,25)D₁,

где коэффициент тем больше, чем меньше D₁.

Вероятность смятия будет исключена, если удовлетворяет­ся условие

(1.29)

Высоту буртика можно принимать равной

h₂=0,5(D₁-d).

В случае непараллельности опорных поверхностей буртика и корпуса возможно приложение силы Q в точке А. Усло­вие прочности буртика на изгиб запишется в виде

.

При определении [σ_CM] и [σ_U] no формуле (I.II) сле­дует иметь в виду, что смятие буртика или его разрушение от изгиба имеет те же последствии, что и разрушение винта:

Проворачивании гайки в корпусе под действием момента Т_Р противодействует трение. Если считать, что гайка посажена в корпус без натяга, то момент трения на кольцевой поверхности контакта буртика с корпусом равен

где f₃ - коэффициент трения покоя между буртиком и корпу­сом, выбираемый из табл.1.2 для случая отсутствия смазки.

Трущиеся материалы	Коэффициент трения f3
	беэ смазки	со смазкой
Бронза-сталь Сталь- сталь Бронза-чугун Чугун-сталь Чугун-чугун	0,12 0,15 0,17 0,20 0,25	0,10 0,12 0,15 0,15 0,20

Е

Таблица 1.2

Коэффициент трения покоя

сли момент Т_Б меньше момента Т_Р, а гайка сопрягается с корпусом по одной из переходных поса­док, следует предусмотреть стопорный винт. Поскольку на­грузка на этот винт

всегда относительно невелика, допускается выбирать его из конструктивных соображений с диаметром резьбы, равным ~(0,7...0,8)δ (см.рис.1.Б), где δ =0,5 (D₁-d), без последующих проверок на прочность.

Толщину стенки литого корпуса принимают равной δ_к=(8...12) мм (см.рис.1.4). При сварном корпусе величина δ_к может быть меньше. Уклон образующей стенки корпуса составляет обычно 1:10. Внутренний диаметр D₃ (см.рис.I.I) основания корпуса зависит от диаметра D₁ гайки и уклона. Наружный диаметр D₄ определяют из расчета на смятие того материала, который служит опорой домкрата:

.

Допускаемое напряжение [σ_CM] для кирпича равно 1 МПа, для дерева -1,5 МПа, для бетона - 2 МПа.

КПД любого винтового механизма, учитывающий суммарные потери в винтовой паре и на пяте, определяется формулой

(1.30)

1.2. Домкрат на салазках (схема 2)

Домкрат на салазках используется в тех случаях, когда требуется осуществлять небольшое горизонтальное перемещение груза.

тою 0,5 (d₄-d₀), полностью зафиксирован в осевом на­правлении на левой опора при помощи уступа в корпусе 5 и втулки 3, закреплен-ной винтами I. Правая опора фиксирует винт только в радиальном направлении. Штриховыми линиями очерчен контур фланца втулки 3 для случая, когда отсутствует место для винтов I, I’.

Крепление втулки к корпусу по рис. 1.6 пригодно при от-носительно небольшом осевом усилии Р, действующем на винт (Р « 10000 Н). При значительных усилиях Р более надежным является крепление втулки, показанное на рис.1.8.

Винты 8 (см.рис.1.6) и 4 (см.рис.1.8) служат для того, чтобы пыль и грязь не попадали в отверстие, через которое подводится смазка к трущийся поверхностям.

Следует отметить, что рассмотренные конструкции могут быть использованы в любом винтовом механизме.

Детали подъемной части домкрата, а также винт салазок и его гайка рассчитываются так же, как и в простом домкрате (см.параграф 1.1). При выполнении этих расчетов следует учесть лишь некоторые ниже отмеченные особенности.

Осевая сила, действующая на винт салазок, равна

P=f₄Q

где f₄ - коэффициент трения, выбираемый из табл.1.2 при наличии смазки на поверхности контакта башмака с салазками.

Поскольку направление силы противоположно направ­лению поступательного движения гайки, то, следовательно, нагрузка на винт двухсторонняя и поэтому резьба должна быть трапецеидальной.

Диаметр винта салазок обычно принимается равным 0,6-0,7 диаметра грузового винта. Так как самоторможение винта са­лазок не требуется, то с целью увеличения скорости горизон­тального перемещения груза этот винт выполняют двухзаходным.

Выбрав резьбу по ГОСТу, следует определить высоту гай­ки, удовлетворяющую условие износостойкости:

, (1.31)

где [q] имеет те же значения, что и в формуле (I.I). раздвоенной гайки (см.рис.1.6) h₁=2δ₁.

При проверке устойчивости в формуле (1.3.)

l=l₂+0,5h₁

а в случае раздвоенной гайки

l = l₂ + 0,5δ₁ ,

где l₂ - заданная величина горизонтального хода.

Необходимая длина нарезанной части винта (cм.рис.1.6)

L₂=l₂+l₁ , (1.32)

где l₁ - длина опорной поверхности лап башмака, зависящая от диаметра D₀ (см.рис.1.6, 1.7). Можно принимать

l₁=(0,9...1,2)D₀

Основанию башмака целесообразно придавать прямоугольную форму с отношением сторон l₁/a₁ (см.рис.I.7), равным или близким к единице. При выборе значений l₁ и a₁ следует учитывать, что их увеличение сопровождается увеличением га­баритов салазок.

Э пюры крутящих моментов на винте салазок для конструкций опор, изображенных на рис.1.6 и 1.8, показаны соответ­ственно

На рис.1.9,а и 1.9,б.

Верхняя и нижняя эпюры на рис.1.9,a по­строены при дви­жении гайки и дей­ствии силы Р в направлении соот­ветственно сплош­ной и штриховой стрелок. Наиболее напряженным явля­ется тот участок винта, который одновремен­но испытывает сжатие силой Р и кручение большим из моментов Т_Р и Т_П. Следует отметить, что характер нагружения винта определяется только направлением горизон­тального перемещения гайки и не зависит от места приложения внешнего момента Т.

Верхняя и нижняя эпюры на рис.1.9,6 соответствуют слу­чаям приложения внешнего момента Т соответственно на правом и левом концах винта. Здесь характер нагружения вин­та определяется только местом приложения момента Т и не зависит от направления горизонтального перемещения винта. Направление горизонтального перемещения гайки определяет только вид деформации участка ab, который может быть либо сжатым, либо растянутым. Участок bc действии силы Р не подвергается.

Из изложенного следует, что при проверке прочности вин­та салазок по формуле (1.9) напряжение τ_КР нужно вычислять при большем из моментов Т_Р и T_П.

Диаметр винта в опорах (т.е. диаметр подшипника) d (см.рис.1.6) следует определить из условия износостойкости кольцевой пяты с наружным диаметром, равным ~d, и внут­ренним диаметром

, (1.33)

где d - наружный диаметр резьбы; [q] - то же, что в формуле (1.19). Учитывая относительно редкое использование вин­та салазок, можно принимать наибольшее значение [q] = 40 МПа.

Для варианта, представленного на рис.1.8, диаметр лево­го подшипника рекомендуется принимать равным наружному диаметру резьбы d. Затем нужно задаться диаметром отверстия в корпусе d₈ > d и по формуле (I.I9), заменив d₃, на d₈, найти диаметр буртика d₄, при котором удовлетворяется условие износостойкости кольцевой пяты.

Длина подшипника принимается равной l₀=(1,3...1,8)d₀.

Диаметр квадратного хвостовика винта должен удовлетво­рять условию

d_X = (0,9... 0,95) d₀.

Размер стороны квадрата рекомендуется принимать равным

S=0,75d_X . Диаметр d₉ кольцевой выточки должен быть несколько меньшим, чем расстояние S.

Длина хвостовика l_x = (0,8...1) d_X.

Д алее по методике, изложенной в параграфе I.I, следует определить необходимую длину рукоятки и выбрать ее конструкцию. Одна из возможных конструкций рукоятки представ­лена на рис.1.10. В случае возможности кругового вращения рукоятку I при ее длине L≤0,35 м целесообразно снабдить нормализованной вра­щающейся рукоят­кой 2 [l]. Если требуемая длина ру­коятки I получается менее 10 S , то можно использовать стан­дартный гаечный ключ. В этом случае размер S хвостовика должен быть равен стан­дартному размеру под ключ, а длина l_X должна быть согласована с толщиной ключа [8].

После выбора значений d₉, S и l_X нужно выполнить проверку прочности хвостовика. Условие прочности на кручение имеет вид.

,

где . Проверка прочности рабочих граней на смятие выполняется по формуле

, (1.35)

где l_XР - рабочая длина, в пределах которой осуществляется контакт хвостовика с рукояткой (ключом, маховичком).

Стандартный винт 6 (см.рис.1.6) воспринимает осевую силу, действующую вдоль оси винта 5, и необходима проверка

его прочности на срез и смятие (рис.1.11):

; . (1.36)

О пределение допускаемых напряжений [τ] и[σ_CM] при расчетах по формулам (1.34)-(1.36) производится в соответствии с общей методикой, изложенной в параграфе I.I, причем в формулах (1.35), (1.36) [σ_CM] - для менее прочного материала.

Ширину b₁ (см.рис.1.6) опорных поверхностей башмака определяют из условия ограничения давления

,

где для сочетания материалов сталь - сталь [q] = 15 MПa, для сочетания стань - чугун [q] = 12 МПа, для пары чугун - чугун [q] = 10 МПа. Длина салазок равна L₁ L₂+l₀₁+l₀₂,

где L₂ - по формуле (1.32), l₀₁ и l₀₂- длины левого и правого подшипников винта.

Высотой салазок Н можно задаться из конструктивных соображений, руководствуясь рис.1.6. Обычно Н (2…2,5)d, где d - наружный диаметр винта салазок.

При проверке прочности на изгиб салазки рассматриваем как балку, нагруженную снизу равномерно распределенной на­грузкой, а сверху - сосредоточенной силой Q, приложенной в середине. Изгибающий момент в среднем (опасном) сечении равен

.

Пренебрегая (в запас прочности) лапами салазок и считая толщину стенки примерно равной b₁, получим момент со­противления

Следовательно, условие прочности запишется так:

При определении [σ_H] по формуле (I.II) следует учесть, что салазки изготовляют из серого чугуна или из стального литья. Возможна также сварная конструкция (чаще всего из стали СтЗ).

Наконец, задавшись шириной лап салазок, проверяют пло­щадь основания на смятие

,

где [σ_CM] имеет те же значения, что и в случае расчета осно­вания простого домкрата.