Пресс монтажный односторонний
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ
МОЛОДЕЖИ И СПОРТА УКРАИНЫ
Национальный аэрокосмический
университет
Им Н.Е. Жуковского
«ХАИ»
Пояснительная записка к домашнему
заданию
Дисциплина - “Детали машин и основы
конструирования”
Пресс монтажный односторонний
ХАИ.204.234.11О.09002111 ПЗ
Харьков - 2011
Содержание
Введение
. Расчет винта
.1. Выбор материала
.2 Проектировочный расчет
.3 Проверочный расчет
. Расчет гайки
. Расчет рукоятки
. Расчет корпуса
. КПД механизма
Заключение
Библиографический список
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,
съёмниках, подъёмниках 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 пресс монтажный односторонний. Рассчитаны
винт, гайка, корпус винтовой передачи.
Основные исходные данные
Основные исходные данные:
· Действующая сила(Н): F=10000 Н;
· Тип резьбыГОСТ 9484;
· Размер Hmax(мм):Hmax=260 мм;
· Размер В (мм): В=65 мм;
· Размер d
(мм:)d=65 мм;
· Размер d2
(мм):d2=104 мм;
· Размер А (мм):А=260 мм;
1. Расчёт винта
.1 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 - 65Г, временное сопротивление разрыву
1200МПа; предел текучести 1000 МПа;
для
гайки - БрАЖН10-4-4 временное сопротивление разрыву
650 МПа.
.2 Проектировочный расчет
Винт изделия работает на сжатие с продольным изгибом и кручение.
Диаметр винта определён из трех условий: прочности стержня, нагруженного
продольной силой, его устойчивости и износостойкости резьбы.
Условие прочности на сжатие с учетом устойчивости
,
Откуда
,
где
F - заданная
внешняя нагрузка; d3 - внутренний диаметр резьбы винта; k -
коэффициент, учитывающий скручивание тела винта моментом в опасном сечении, k =
1,3; - коэффициент уменьшения основного допускаемого
напряжения, выбираемый по [4, табл. 2.4]; для винта из сплошного сечения и
предварительно заданной допускаемой гибкости = 80 = 0,63; -
отношение внутреннего диаметра полого сечения d0 к внешнему,
которым является внутренний диаметр резьбы винта d3 , 0; -
допускаемое напряжение; - предел текучести материала винта; S -
коэффициент запаса прочности, S = 4.
Допускаемое
напряжение
МПа.
Тогда
мм. (1)
Условие
устойчивости при гибкости по методике Ясинского имеет вид
,
Откуда
мм. (2)
Здесь
ν - коэффициент приведения длины винта ([4, рис. 2.4]).
Поскольку опоры скольжения при и опоры
качения с одним подшипником эквивалентны шарнирной опоре, а гайки с опорой
рассматривают как заделку, в нашем случае (рис. 2) принято ν = 0,7
-
свободная длина винта (из технического задания);
θ - коэффициент, зависящий от полноты сечения винта, θ =0,25
-
допускаемая гибкость, = 80 (принимается такой же, как и в расчете на
прочность с учетом устойчивости).
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
,
где
- средний диаметр витков резьбы; H1 -
высота витка профиля резьбы; - число
витков резьбы; - коэффициент высоты гайки 1,2 (рекомендуемое значение 1,2); - высота гайки; -коэффициент
высоты резьбы, 0,5; Р - шаг резьбы; -
допускаемое удельное давление, = 6 ([4,
табл. 2.2]). Таким образом
мм. (4)
По
ГОСТ 10177-82 подобрана резьба с диаметрами d3 и большими, чем рассчитанные по формулам (1), (2), (4).
Параметры выбранной резьбы представлены в таблице, профиль - на рисунке.
Шаг резьбы Р, мм
|
Диаметры резьбы, мм
|
|
винта
|
винта и гайки
|
|
наружный d
|
внутренний d3
|
средний d2
|
внутренний D1
|
3
|
32
|
28,5
|
30,5
|
29
|
1.3 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 С0Р < С0К, где С0Р - расчётная статическая
грузоподъёмность, С0К -
грузоподъёмность подшипника по каталогу [2].
Расчётная статическая грузоподъёмность
С0Р = [S]Fa = 1,2×10000 = 12000,
где [S ]- допускаемый коэффициент запаса, [S ] = 1,2 Fa - действующая на подшипник осевая
сила, Fa = F.
Выбран подшипник 8204 ГОСТ 7872-89 со следующими параметрами: внутренний
диаметр d = 20 мм, наружный диаметр D = 40 мм, высота Н = 14 мм,
грузоподъёмность С0К = 15000 Н. Эскиз опорного узла представлен на рисунке
.Момент трения в подшипнике
Нмм,
где
= 0,008 - приведенный
коэффициент трения в упорном подшипнике
.4
Проверочные расчеты
Проверены условия самоторможения и прочности в опасном сечении.
Самоторможение в винтовой паре скольжения обеспечено, если
,
где
- приведенный угол трения; - 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,
образуемой рабочей поверхностью витка с плоскостью, нормальной к оси винта,
f = 0,07 - коэффициент трения
стали по литой бронзе при скудной смазке.
Условие самоторможения выполняется: 1,7936 ° < 4,0096 °.
Моменты сил трения и полезного сопротивления в резьбе при прямом ходе
(Н×мм).
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 (рис. 1).
Рис. 2. Эпюры сил и моментов вдоль оси винта
Поскольку в сечении действуют одновременно нормальные и касательные
напряжения, приведенные напряжения вычисляются по третьей теории прочности:
,
где нормальные напряжения от сжатия
МПа;
касательные
напряжения от кручения
МПа.
Тогда
МПа.
Условие прочности
выполняется.
2. Расчет гайки
.1 Проектировочный расчёт
Гайка представляет собой цилиндрическую втулку, запрессованную в корпус,
изготовленный из БрАЖН10-4-4.
Предварительно (см. п. 1.1) коэффициент высоты гайки
был
принят 1,2. Тогда высоты гайки
мм. (5)
В
то же время высота не может быть менее НГ = 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
,
где
Н1
= ψhР = 0,75· 3 = 2,25., =6
Количество витков z
принято равным 8.
Таким образом, минимальная высота гайки
мм. (6)
Из двух значений, рассчитанных по (5) и (6), выбрано большее и округлено
до ближайшего нормального значения по ГОСТ . Окончательно НГ = 36мм.
Тело гайки подвергается кручению и сжатию, поэтому наружный диаметр гайки
D определён из условия прочности
,
где
допускаемое напряжение сжатия для бронзы:
(МПа).
Тогда
(мм).
Толщина стенки гайки по расчету оказалась малой, поэтому наружный диаметр
гайки назначен конструктивно, исходя из рекомендаций [4]:
DГ = D + (3…4)Р = 29 + 3,5· 3 = 39,5
(мм).
2.2 Проверочные расчеты
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 (рис.
).
Условие прочности витка на изгиб как консольной балки
,
где
- толщина ниток резьбы в корневом сечении, для
упорной резьбы 0,74; допускаемые
напряжения для бронзы
(МПа).
Тогда
,
условие
выполнено.
Условие прочности витков на срез
,
где
- допускаемые напряжения среза, МПа. Тогда ,
условие
выполнено.
2.3 Расчет заплечика
Размер
заплечика определен из условия ограничения смятия гайки под
действием силы F:
.
Допускаемые напряжения смятия для бронзы приняты равными
(МПа).
Тогда
(мм).
Расчётный размер заплечика оказался соизмерим с размером фаски на
наружной поверхности гайки, поэтому он увеличен до 6 мм.
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
,
где
допускаемые напряжения для материала корпуса, = 630 МПа [1].
Отсюда
(мм).
Принято h = 6 мм.
2.3 Расчет фиксирующего элемента
Гайка
установлена в корпус по посадке с гарантированным натягом. Для уменьшения
натяга и удержания гайки от проворота при работе механизма гайка в корпусе
зафиксирована штифтом из 65Г (МПа).
Диаметр штифта d0
определён из условия прочности его на срез:
; (мм).
Длина
штифта, которой он входит в гайку, рассчитана по условию смятия боковой
поверхности отверстия в гайке площадью под
действием момента винтовой пары
,
Откуда
мм.
К
рассчитанной длине прибавлена толщина стенки корпуса 8мм и подобран штифт с
ближайшими стандартными размерами: Штифт 4h9 х 10 ГОСТ
10774-80.
3. Расчет
рукоятки
Для рукоятки выбран материал Сталь45
МПа
Усилие
на рукоятке Q, необходимое для привода механизма, принято равным
120Н. Длина рукоятки рассчитана из условия превышения движущего момента над
моментами сопротивления:
(мм).
Принято
мм
Диаметр
рукоятки определён из расчета ее на изгиб как консольной балки, условно
заделанной по оси винта:
, (мм).
Выбираем
нормальный диаметр рукоятки мм.
4.
Расчет корпусов прессов
Корпус пресса выполнен литым из СЧ 35 ГОСТ 1412-85
Задаём двутавровое сечение в относительных единицах. Из приближённого
расчета на изгиб
Определяем
характерный размер h=h:
Расчет
резьбы стойки ведут с учетом силы предварительной затяжки в такой
последовательности:
.
Определяем силу предварительной затяжки:
,
где:
сила, действующая на одну стойку, ;
коэффициент
запаса затяжки. При постоянной нагрузке принимают
.
−
коэффициент основной нагрузки. Для стальных и чугунных деталей
без
упругих подкладок .
.
Определяем расчетное усилие с учетом кручения при затяжке:
Определяем геометрические характеристики двутаврового сечения:
5. КПД механизма
Коэффициент полезного действия винтовой пары скольжения определяется по
формуле:
КПД механизма при преобразовании вращательного движения в поступательное
определяется по формуле:
.
Заключение
пресс монтажный гайка
В данной работе был рассчитан и спроектирован пресс монтажный (винт,
гайка, подшипник, элементы корпуса). Подобраны материалы деталей конструкции, а
также проведены проверочные расчёты деталей на прочность. Закреплён и усвоен
материал читаемого курса и приобретены первичные навыки конструкторского труда.
Коэффициент полезного действия винтовой пары равен 31%. Это значение не
далеко от максимального значения КПД винтовой передачи, что указывает на то,
что передача работает на незначительное трение.
Список
используемой литературы
1. Анурьев
В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. Т. 1. - 8-е изд., перераб.
и доп. Под ред. И. Н. Жестковой. - М.: Машиностроение, 2001. - 920 с.: ил.
2. Анурьев
В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. Т. 3. - 8-е изд., перераб.
и доп. Под ред. И. Н. Жестковой. - М.: Машиностроение, 2001. - 864 с.: ил.
. Проектирование
механизмов с передачей винт-гайка / В.И. Назин. - Учеб. пособие. - Харьков:
Нац. аэрокосм. ун-т «Харьк. авиац. ин-т», 2006. - 122 с.