Конструирование опорного узла

Министерство образования и науки, молодежи и спорта Украины

Национальный аэрокосмический университет
им. Н. Е. Жуковского “ХАИ”

 

 

Кафедра 202

Съемник

 

Пояснительная записка к домашнему заданию по курсу

«Детали машин и Основы конструирования»

Выполнил: ____ ______________

(ФИО)

____________

(подпись, дата)

 

 

Проверил: ассистент каф. 202

 

_________________ Светличный С. П.

(подпись, дата) (ФИО)

Исходные данные

 

(вклеить или вшить бланк задания)

 

Содержание

 

	Введение
	1. Расчет винта
	1.1. Выбор материала
	1.2. Проектировочный расчет
	1.3. Конструирование опорного узла
	1.4. Проверочный расчет
	2. Расчет гайки
	2.1. Проектировочный расчет
	2.2. Проверочный расчет
	2.3. Расчет заплечика
	2.4. Расчет фиксирующего элемента
	3. Расчет рукоятки
	4. Расчет корпуса
	5. КПД механизма
	Заключение
	Список используемой литературы

 

 

Введение

 

Передача винт-гайка предназначена для преобразования вращательного движения в поступательное. При этом обеспечивается очень большой выигрыш в силе. Такие передачи широко используются в авиационной технике: в домкратах, съемниках, подъемниках шасси и др.

Преимущества такой передачи – это большая несущая способность при малых габаритах, возможность достижения высокой точности перемещения, простота конструкции и изготовления.

Недостатком является маленький КПД таких передач.

В данной работе спроектирован съемник винтовой. Рассчитаны винт, гайка, корпус винтовой передачи.

 

 

Рисунок 1 – Съемник. Принципиальная схема

Номер детали	Наименование
	Винт
	Пята
	Гайка
	Рукоятка
	Корпус

 

Расчет винта

Выбор материала

Материалом для винтов пары трения скольжения служат углеродистые стали обычного качества, качественные и легированные конструкционные стали. Материалом гаек винтовых пар, не испытывающих ударных нагрузок и не требующих большой точности, служит серый или антифрикционный чугун. Для точных и ответственных механизмов гайки изготавливают из бронз.

На проектирование заданы следующие материалы:

для винта - Сталь 45 ГОСТ 1050-88, предел прочности s _b = 610 МПа; предел текучести s _Т = 360 МПа;

для гайки - БрО5Ц5С5 ГОСТ Х613-82 предел прочности s _b = 176,2 МПа.

Проектировочный расчет

Винт изделия работает на сжатие с продольным изгибом и кручение.

Диаметр винта определён из двух условий: прочности стержня, нагруженного продольной силой и износостойкости резьбы.

Условие прочности на сжатие с учетом устойчивости:

, (1)

откуда

, (2)

 

где F – осевая сила, Н; d₁ – внутренний диаметр резьбы винта, мм; k – коэффициент, учитывающий скручивание тела винта моментом в опасном сечении, k = 1.3; j – коэффициент уменьшения основного допускаемого напряжения, выбираемый в соответствии с рекомендациями [4, табл. 2.3]; для винта, изготовленного из стали 45 и предварительно заданной гибкости [l] = 100 j = 0.5; – отношение внутреннего диаметра d₀ к внешнему d₁ полого сечения винта, a = 0.6; – допускаемое напряжение, МПа; s _Т – предел текучести материала винта, МПа; S – коэффициент запаса прочности, S = 3.

 

 

Допускаемое напряжение

МПа.

Тогда

мм.

На износостойкость резьба скольжения рассчитана из условия ограничения удельного давления между витками резьбы винта и гайки, которое не должно превышать допускаемого , зависящего от материала винтовой пары и условий ее эксплуатации.

Условие износостойкости:

, (3)

откуда

, (4)

где d₂ – средний диаметр витков резьбы, мм; H₁ – – высота витка профиля резьбы, мм; Z – число витков резьбы; – коэффициент высоты гайки y_H = 1.2, H – высота гайки, мм; – коэффициент высоты резьбы, y_h = 0.75, Р – шаг резьбы, мм; [p] – допускаемое удельное давление, МПа, [p] = 10 МПа (см. табл. 2.2, [4]).

Таким образом

мм.

По ГОСТ 10177-82 подобрана резьба с диаметрами d₁ и большими, чем рассчитанные по формулам (2), (4). Параметры выбранной резьбы представлены в табл. 1, профиль – на рисунке 2.

Таблица 1

Размеры резьбы

Шаг резьбы Р, мм	Диаметры резьбы, мм
винта	Винта и гайки	гайки
наружный d	внутренний d1	средний d2	внутренний D1
		20,5	24,25	20,5

 

Рисунок 2 – Профиль резьбы

Конструирование опорного узла

Для уменьшения потерь на трение между пятой вращающегося винта и неподвижной коронкой установлен стандартный упорный подшипник качения. Его размеры определены по условию С_0Р < С_0К, где С_0Р - расчётная статическая грузоподъёмность, Н, С_0К - грузоподъёмность подшипника по справочнику, Н [2].

Расчётная статическая грузоподъёмность:

С_0Р = [S]F_a = 1.4×9500 = 13 300 Н, (5)

где [S] - допускаемый коэффициент запаса, [S] = 1,2…1,5, F_a - действующая на подшипник осевая сила, Н; F_a = F.

Выбран подшипник 8102 ГОСТ 7872-89 со следующими параметрами: внутренний диаметр d = 15 мм, наружный диаметр D = 28 мм, высота Н = 9 мм,грузоподъёмность С_0К= 14 000 Н. Эскиз опорного узла представлен на рисунке 3.

Рисунок 3 – Опорный узел

Момент трения в подшипнике

Нмм,

где = 0,005 - приведенный коэффициент трения в упорном подшипнике.

Проверочный расчет

Проверены условия самоторможения и прочности в опасном сечении.

Самоторможение в винтовой паре скольжения обеспечено, если:

, (6)

где – приведенный угол трения; y – угол подъёма средней винтовой линии резьбы.

Угол подъёма средней винтовой линии резьбы:

,

где n – количество заходов резьбы (принято n = 1).

Приведенный угол трения: , где b - угол, образуемый рабочей поверхностью витка с плоскостью, нормальной к оси винта, f = 0.12 - коэффициент трения стали по литой бронзе при скудной смазке.

Условие самоторможения выполняется: 3.75 ° < 6.85 °.

Моменты сил трения и полезного сопротивления в резьбе при прямом ходе:

Нмм

Величина представляет собой полезное сопротивление, связанное с подъемом груза, а доля, определяемая величиной ,- сопротивление трения в резьбе.

Проверка винта на прочность выполнена в опасном сечении I-I (см. рис. 4).

Рис. 4 – Эпюра продольной силы и крутящего момента

Поскольку в сечении действуют одновременно нормальные и касательные напряжения, приведенные напряжения вычисляются по третьей теории прочности:

, (7)

где нормальные напряжения от сжатия

МПа;

касательные напряжения от кручения

МПа.

Тогда

МПа.

Условие прочности выполняется.

Расчет гайки

Проектировочный расчет

Гайка представляет собой цилиндрическую втулку (см. рис. 5), запрессованную в корпус, изготовленный из серогочугуна по ГОСТ 1412-82.

Рисунок 5 – Гайка

Предварительно (см. п. 1.1) коэффициент высоты гайки был принят 1.2. Тогда высоты гайки:

мм. (8)

В то же время высота не может быть менее Н_Г = zP, где z – количество витков резьбы гайки, которое определено из условия ограничения удельного давления, поскольку износ является основной причиной выхода резьбы из строя.

Для расчёта z использовано условие износостойкости в виде (3)

,

тогда

, (9)

где Н₁ = ψ_hР = 0,75· 5 = 3,75 mm.

Количество витков z принято равным 5.

Таким образом, минимальная высота гайки:

мм. (10)

Из двух значений, рассчитанных по (5) и (6), выбрано большее и округлено до ближайшего значения из нормального ряда. Окончательно Н_Г =30 mm.

Тело гайки подвергается кручению и сжатию, поэтому наружный диаметр гайки D определён из условия прочности:

, (11)

где допускаемое напряжение сжатия для бронзы, МПа:

МПа.

Тогда

мм.

Если толщина стенки гайки оказалась слишком малой, тогда наружный диаметр гайки определяют конструктивно:

D_Г = d + (2…4)Р = 28 +(2…4)· 5 = 38…48 мм.

С учётом приведения к размеру из нормального ряда и условия, что толщина гайки должна составлять не менее 6 мм, наружный диаметр принят равным 40 мм.

Проверочный расчет

Кроме деформации смятия по рабочей поверхности, витки резьбы испытывают деформации изгиба и среза по корневому цилиндрическому сечению. В работе проверены витки гайки, поскольку она сделана из менее прочного материала, чем винт. При расчёте предполагалось, что осевое усилие распределяется по виткам равномерно и угол подъёма настолько мал, что изначальную винтовую линию резьбы можно заменить кольцом. Затем это кольцо условно разрезано и развёрнуто (см. рис. 6).

Рисунок 6 – Расчетная схема витка резьбы

Условие прочности витка на изгиб как консольной балки:

, (12)

где – толщина ниток резьбы в корневом сечении, для упорной резьбы 0.74; допускаемые напряжения изгиба для бронзы, МПа.

МПа.

Тогда

,

условие выполнено.

Условие прочности витков на срез:

, (13)

где MPa – допускаемые напряжения среза, МПа.

Тогда

,

условие выполнено.

Расчет заплечика

Размер заплечика D (см. рис. 7) определен из условия ограничения смятия гайки под действием силы F:

(14).

Допускаемые напряжения смятия для бронзы приняты равными:

МПа.

 

Рисунок 7 – Размеры заплечика

Тогда

мм.

Рассчитанный размер заплечика оказался слишком мал, поэтому определим его конструктивно, в соответствии со следующей рекомендацией D=(1.5…1.7)c = 4 мм, где c – размер фаски, мм. Размер фаски зависит от наружного диаметра винта.

Высота заплечика h определена из условия изгиба его под действием силы F без учёта запрессовки и трения на поверхности гайки. При этом, как и при расчёте витка резьбы, изначальное кольцо разрезано и развёрнуто. Принято также, что сила приложена на максимальном удалении от опасного сечения, т.е. на краю отверстия.

Тогда условие прочности заплечика на изгиб как консольной балки:

(15),

где [s_и] – допускаемые напряжения для материала гайки, [s_и] = 58,7 МПа [1].

Отсюда

мм.

Принято h = 6 мм.