Приклад розрахунку передачі гвинт – гайка

Задача. На рис. 30.5 зображена кінематична схема гвинтового підйомника, до складу якого входять приводнийелектродвигун із циліндричною шестірнею на його валу, пов'язане з шестірнею циліндричне колесо, у маточині якого розміщена гайка передачі гвинт – гайка.

Рис. 30.5. Кінематична схема підйомника

Верти­кальний гвинт верхнім кінцем утворює поступальну пару в кор­пусі, а до нижнього кінця за­кріплюється вантаж. При обер­танні циліндричного колеса разом із гайкою гвинт здійснює посту­пальний рух, піднімаючи чи опу­скаючи вантаж.

Для підйомника треба піді­брати електродвигун і розраху­вати передачу

гвинт – гайка за такими даними: маса вантажу (вантажність) m = 800 кг, швидкість піднімання v = 0,05 м/с.

Розв'язання. 1. Визначення потрібних параметрів електродвигуна. Осьо­ва сила, що навантажує гвинт

,

ККД приводного механізму підйомника

.

Тут орієнтовно вибрано: η₁ = 0,45 – ККД передачі гвинт – гайка; η₂ = 0,9 – ККД циліндричної зубчастої передачі та опор циліндричного колеса і гвинта.

Потрібна потужність електродвигуна

.

Щоб дістати самогальмівну передачу гвинт – гайка, слід орієнтуватись на ма­лий крок різьби Ρ = 3 мм (див. табл. 30.1) і число заходів z = 1. Тоді з формули (30.2) потрібна кутова швидкість гайки

.

Для привода підйомника можна застосувати електродвигун 4А71В2УЗ з номі­нальною потужністю Р_дв = 1,1 кВт і частотою обертання його вала n_ДВ =2880 або кутовою швидкістю рад/с.

Тоді передаточне число циліндричної зубчастої передачі

.

2. Проектний розрахунок передачі гвинт – гайка. Для виготовлення передачі виберемо такі матеріали: гвинт – із сталі 45, нормалізованої, для якої σ_Β = 598 МПа, a σ_т = 363 МПа (див. табл. 3.1); гайка із сірого чавуну СЧ 20. Допус­тимий тиск у контакті витків сталевого нормалізованого гвинта і чавунної гайки [р] = 5 МПа.

У зв'язку з однобічним осьовим навантаженням гвинта вибираємо для передачі гвинт – гайка упорну різьбу.

За формулою (30.11) при ε = H/d₂ = 1,5 і λ = Н₁/Р= 0,75 (для упорної різь­би) середній діаметр різьби гвинта

.

Із табл. 30.1 виберемо упорну різьбу з параметрами: крок різьби P = 3 мм; номінальний діаметр d=26 мм; внутрішній діаметр d₁ = 20,795 мм; середній діа­метр d₂ = 23,75 мм.

Висота гайки

.

Беремо H =36 мм.

Число витків у гайці

.

Кут підйому витків різьби за її середнім діаметром

tg ψ = Pz/(πd₂) = 3 · 1/(3,14 · 23,75) = 0,040207; ψ = 2,30248°.

Зведений кут тертя у різьбі при коефіцієнті тертя f = 0,05 для змащених дета­лей (див. 5.1) та при δ = 3° за формулою (30.6)

tg φ' = f/cos δ = 0,05/cos 3° = 0,050069; φ' = 2,86633°.

Умова самогальмування різьбової пари виконується, оскільки φ' > ψ. За формулою (30.8) визначаємо фактичний коефіцієнт корисної дії передачі гвинт – гайка при підніманні вантажу:

.

Фактичний ККД передачі гвинт – гайка з вибраними розмірами практично до­рівнює попередньо взятому значенню.

3. Розрахунок передачі на стійкість проти спрацювання витків. Розрахунковий тиск у контакті витків передачі з вибраними розмірами при робочій висоті витків

мм [див формулу (30.10)]

.

Стійкість витків проти спрацювання забезпечується, p = 3,9 МПа < [p] = 5 МПа.

4. Розрахунок гайки на міцність за напруженнями зрізу у витках. За формулою (30.12)

МПа.

Тут коефіцієнт повноти упорної різьби k = 0,5.

Допустиме напруження на зріз для витків чавунних гайок [τ]_3Р = 45 МПа. Отже міцність витків на зріз забезпечується.

5 Розрахунок гвинта на міцність. Нижня частина гвинта знаходиться тільки під дією розтягу. Тому напруження розтягу у перерізі гвинта з внутрішнім діаметром різьби d₁

Запас міцності гвинта за границею текучості

що забезпечує його достатню міцність.

Верхня частина гвинта (над гайкою) знаходиться тільки під дією кручення від мо­менту T_sсил тертя у різьбі (цей момент зрівноважується поступальною парою у кор­пусі):

;

Тут також гвинт має достатньо високий запас міцності за границею текучості при крученні·

.

 

 

ФРИКЦІЙНІ ПЕРЕДАЧІ