4. Винтовые приводы

4.1. Привод системы реверса машины (схема 7)

В интовой привод (рис.4.1) состоит из винта I, махович­ка 4, гайки 5 и станины 6. При вращении винта гайка переме­щается поступательно и ее пальцы 3, входящие в прорези рычага 2, повора­чивают последний, пре­одолевая приложенный к нему момент сопротивле­ния T₀.

В рассматриваемой конструкции при вращении винта, кроме трения в резьбе и пяте, необхо­димо преодолевать тре­ние между пальцами гай­ки и рычагом.

Поворот рычага сопровождает-ся изменени­ем осевой силы Q и суммарного напряжения в винте ,

где и - напряжения сжатия и изгиба. Максимальное значение

(4.1)

Внутренний диаметр резьбы винта определяется зависи­мостью [5], полученной из условия прочности

(4.2)

где

. (4.3)

В выражении (4.3) δ_P - расчетное значение угла пово­рота рычага, при котором величина γ имеет максимальное значение. При L₀/l =0,5...1

,

где

.

Угол трения ρ определяется по формуле tgρ = f - коэффициент трения между пальцами гайки и рычагом, вы­бираемый из табл.1.2.

Так как γ является функцией d₁, задачу прихо­дится решать методом последовательных приближений.

Диаметр вала рычага d_B и шпоночное соединение можно рассчитывать по формулам (2.6), (2.7), в которых Т =Т₀. При нахождении [τ] следует принимать [S] = 9...10, ибо расчет по формуле (2.6) не учитывает изгиб вала силой Q. Размеры ступицы рычага определяются соотношениями (2.8).

Выбранное поперечное сечение рычага должно быть прове­рено на прочность под действием изгибающего момента М=Т₀;

, (4.4)

Готовые формулы для моментов сопротивления двутаврового и таврового сечений можно найти в [5], [7].

Станина рассчитывается на изгиб сo срезом в сечении a₁b₁

(4.5)

и на изгиб с растяжением в сечении Q ^^:

. (4.6)

Напряжения в условиях прочности (4.5), (4.6) равны

где А и W_X - площадь и момент сопротивления рассматри­ваемого сечения.

Пренебрегая влиянием сил трения между пальцами гайки и рычагом, можно считать, что для сечения a₁b₁ , a для сечения a₂b₂ , где H₁ и Н₂- расстояния от оси винта до центров тяжести С₁ и С₂ сечений.

Для расчета резьбового соединения станины с основанием 7 (см.рис.4.1) нужно прежде всего, задавшись размерами В , H₄, H₅ (рис.4,2), определить усилие затяжки болта, обес­печивающее нераскрытые стыка:

, (4.7)

г де n - общее число болтов; [σ_C] = (1...2) МПа - минимальное необходимое напряжение сжатия на стыке; А_сm и W_cm - пло­щадь и момент сопро­тивления стыка; М - мо­мент, стремящийся по­вернуть станину отно­сительно оси х , проходящей через центр тяжести площади стыка. Так же, как и в случае схемы 5, минимальное расчетное значение Н.

Для не сплошного стыка (см.рис.4.2)

; (4.8)

где ­

В случае сплошного стыка γ = 0. ­­­

Из рис.4.2 следует, что в формуле (4.7) М=QН₃.

Внешняя (рабочая) осевая нагрузка на болт равна

(4.9)

где y₁ и y_i - расстояние от оси x соответственно до наиболее удаленного и i -го болта. Например, для соединения, изображенного на рис.4.2 . Проектирование соединения, рекомендуется начинать при n = 4.

Расчетная нагрузка на болт

(4.10)

где χ = 0,25 - коэффициент внешней нагрузки.

Далее расчет производится по формулам (2.4), (2.5).

4.2. Поворотное устройство вала (схема 6)

М еханизм (рис.4.3) предназначен для поворота вала I, нагруженного кру­тящим моментом Т₀. При вращении махо­вичка 3 связанная с ним гайка 4 пере­мещается вдоль винта 5 и повора­чивает сидящий на валу рычаг 2; в этом случае винт совершает только качательное движе­ние вокруг оси 6 своей нижней опо­ры.

Соединение гайки с рычагом должно быть таким, чтобы

гайка имела возможн-ость свободно поворачиваться относительно рычага. Одна из разновидностей такого соединения представлена на рис.4.4. Здесь между рычагом 4 и гайкой I введена промежуточная втулка 2, которая установлена таким образом, чтобы гайка свободно враща-лась относительно нее. Своими торцами втулка (в зависимос­ти от направления момента Т₀ ) может упираться либо в буртик на гайке I, либо в шайбу 5. С помощью двух резьбовых пальцев 3 втулка 2 шарнирно соединена с концами рычага 4 и поэтому при вращении гайки она перемещается только вдоль оси винта. Маховичок 7 соединён с гайкой I при помощи шпонки 6. В осевом направлении ступица маховичка зафик­сирована с одной стороны шайбой 5, а с другой шлицевой гайкой 8 (ГОСТ 11871-73) [I], [4], которая имеет

небольшую высоту и удобна для стопорения (см. шайбу по ГОСТ 11872-73, [I],[4]).

Осевая нагрузка Q на винт зависит от угла его поворота вокруг оси 6 (см.рис.4.3). Наи­большее значение

.

По этому усилию рассчиты-ваются винт, гайка и пальцы 3. Расчет пальцев выполняется так же, как и стопорного винте в схеме 2.

Д иаметры D₁ и D₂ (см.рис.4.4) представляют собой внутренний и наружный диаметры кольцевой пяты и поэтому должны быть связаны зависимостью (1.19). Момент трения на пяте определяется формулой (1.18).

Ввиду того, что вал (гайка) полый, а передаваемый мо­мент, определяется формулой (1.17), относительно мал, допускается использование шпонки с сечением b^хh, мень­шим предусмотренного стандартом.

Расчеты шпоночного и резьбового соединений, вала I и рычага 2 (см.pиc.4.3) выполняются так же, как и в предыдущей схеме. Оче-вид­­­­­но, что в формулах (4.7),(4.9) для рассматриваемого случая М=0.

Ось нижней опоры винта (рис.4.5) работает на изгиб в двух плоскостях. Наибольший изгибающий момент действует в среднем сечении вала. Пренебрегая моментом в горизонтальной плоскости М_Г=0,5Т_Р, где Т_Р - по формуле (1.18), условие прочности оси записывается в виде

,

где - момент в вертикальной плоскости.

Толщина δ основания винта мо­жет быть найдена из условия

Учитывая, что скорость поворота винта мала, можно принимать относитель­но большое значение [q] = (35...40) МПа. Чтобы обеспечить одинаковые условия работы, толщину проушины следует при­нимать равной δ₁ = 0,5δ.