Съемник подшипников с поворачивающимися захватами
МИНИСТЕРСТВО
НАУКИ И ОБРАЗОВАНИЯ УКРАИНЫ
НАЦИОНАЛЬНЫЙ
АЭРОКОСМИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ им Н.Е.ЖУКОВСКОГО «ХАИ»
Кафедра
теоретической механики и машиноведения
«Съемник
подшипников с поворачивающимися захватами»
Пояснительная
записка к курсовому
проекту по дисциплине
«Конструирование механизмов и машин»
Содержание
Введение
Расчет винта
Расчет гайки
Расчет
заплечника
Расчет пяты
трения
Коэффициент
полезного действия
Расчет
рукоятки
Расчет
корпуса съемника
Вывод
Список
используемой литературы
Введение
Цель этой работы состоит в том, чтобы спроектировать винтовой механизм
авиационных устройств (съёмник). В числе механизмов аэродромного обслуживания
применяются винтовые съемники, предназначенные для разборки узлов с деталями,
собранными с натягом. Особенностью съёмника являются два или три присоединенных
различным образом к корпусу съёмника захвата, наличие башмаков для упора в
неподвижное звено и т. д. При ручном приводе для вращения винта и гайки
используются рукоятки.
Назначение передач винт-гайка - преобразование вращательного движения в
поступательное. Передачи обеспечивают большой выигрыш в силе, возможность
получения медленного движения, большую несущую способность при малых габаритах,
возможность достижения высокой точности перемещений, простоту конструкции и
изготовлению, поэтому винтовые механизмы получили широкое распространение в
авиационных устройствах и роботах.
Исходные данные
Усилие F:10000H
Подшипник №: 1220
Ход винта: 330 мм
Количество захватов: 2
Резьба упорная по ГОСТ 10177-82
Материал винта: 65Г закаленная.
Материал гайки: БрАЖН 10-4-4
Так как механизм ответственный и испытывает большую нагрузку, то материал
винта назначаем из качественной стали, а для гайки - из безоловянистой бронзы.
Винт: Сталь 65Г ГОСТ 1050-74 (sт=1200
МПа);
Гайка: БрАЖН 10-4-4 ГОСТ 493-41 (sв=650 МПа);
Расчет винта
Винты должны удовлетворять нескольким условиям:
Прочность на сжатие с учетом устойчивости
где
F - заданная внешняя нагрузка;
d3 - внутренний диаметр резьбы винта;
k - коэффициент,
учитывающий скручивание тела винта моментом в опасном сечении ;
(
k=1.3)
φ - коэффициент уменьшения основного допускаемого
напряжения, выбираемый из таблицы значений для предварительно заданной гибкости
λ=90, φ=0.54
-
допускаемое напряжение;
где,
σT - предел
текучести материала винта; для стали 65Г закаленная: σT=1200
МПа,
S - коэффициент
запаса прочности;
Для
винтов съемников S=2…3
=1200/2 =
600 (МПа)
Найдем
внутренний диаметр резьбы винта, выразив его из формулы:
(мм)
Допускаемая
гибкость (λ<100 - по методике Ясинского)
где
imin - радиус инерции сечения винта;
υ=1 - коэффициент приведения длины винта;
θ=0,25 - коэффициент полноты сечения;
-
допускаемая гибкость (принимается такой же, как и в расчете на прочность, с
учетом устойчивости при выборе φ) =90;
l - длина винта;
Из
выражения найдем значение диаметра d3:
(мм)
Износостойкость
рабочих поверхностей витков резьбы (ограничение удельного давления)
, Откуда:
где
F - заданная
внешняя нагрузка;
d2 - средний диаметр
витков резьбы;
h - высота витка
профиля резьбы;
z - число витков
резьбы;
-
коэффициент высоты гайки =1,2;
-
коэффициент высоты резьбы;
P - шаг резьбы;
-
допускаемое удельное давление, зависящее от материалов трущейся пары и
выбираемая по таблице значений допускаемых удельных давлений;
Подставив
численные значения в формулу получим:
(мм)
По
рассчитанным значениям диаметров d2 и d3 выбираем ближайший стандартный винт с упорной
резьбой, удовлетворяющей всем перечисленным выше условиям.
d1=23,586 мм;
P=6 мм;d2=29,5 мм;d=34 мм;
d'1=25
мм.
Определим
угол подъема резьбы:
где
t=sz -
ход резьбы;
d2 - средний диаметр резьбы;z - число
заходов резьбы .
Подставив
численные значения в выражение получим:
Резьба
должна удовлетворять условию самоторможения ψ<ρ́
Где
β
- угол наклона рабочей грани резьбы (для
упорной резьбы α=3˚)
f - коэффициент
трения, f=0,12;
Подставив
численные значения в формулу получим:
Определим
момент Мвп, возникающий в винтовой паре:
Подставив
найденные величины в выражение получим:
(Н·мм)
Работа
трения винтовых передач характеризуется коэффициент полезного действия
После
подстановки, в выражение численных значений найденных раньше, получим:
Проверочный
расчет
Напряжение
сжатия от осевой силы:
Где
F - осевая нагрузка;A - площадь
(мм2)
Подставим
численные значения в выражение:
()
Напряжение
на винте от кручения:
,
где
(Н/мм2),
().
Из
условия прочности:
,
Следовательно
,
Условие
прочности выполняется, т.к. 31,28 < 324.
Расчет
гайки
Конструкцию
гайки примем в виде цилиндрической втулки, запрессованной в стальной корпус.
Число
витков гайки определим из уравнения:
-
допускаемое удельное давление, равное 5…7 H/ мм2
Подставив
численные значения в формулу получим:
Окончательно
принимаем z=5.
Высоту
гайки определяем по формуле:
Hг = z·S=5·6=30 (мм),
Нг = ψп · d2= 1,2·29,5 = 35,4 (мм),
Из
найденных высот выбираем большую Hг=36 мм.
Определим
диаметр гайки из уравнения:
Подставляем
найденные величины в формулу:
(мм)
Из
конструктивных соображений примем внешний диаметр равным 26 мм.
Толщина
стенки гайки по условию прочности оказалась малой, наружный диаметр гайки
назначаем конструктивно:
(мм)
Подставив
численные значения в выражение получим:
Проверяем
гайку на срез :
(МПа); (МПа);
Размер
заплечика D определяем из условия смятия материала гайки под
действием силы F по уравнению:
,
,
Из конструктивных соображений принимаем D = 5
(мм). е) Высоту заплечика hзап определяется из условия изгиба под
действием нагрузки F, без учёта
запрессовки и трения на поверхности гайки, по уравнению:
Из конструктивных соображений принимаем hзап = 4 мм.
Соединение гайки с корпусом имеет следующий вид (рис. 3).
Рис. 3. Соединение гайки с корпусом
Гайку в
корпус ставим по посадке с гарантированным натягом. Для уменьшения натяга гайку
в корпусе фиксируем штифтом, который должен удерживать гайку от проворачивания
при работе механизма, штифт будет работать на срез:
;
где
d0 -
диаметр штифта;
и
смятие:
;
где
l - длина штифта, входящего в гайку.
принимаем d0 = 5мм;
Длину
штифта выбираем конструктивно l = 12 (мм).
Принимаем
Штифт 512 ГОСТ 3128-70.
Расчет
пяты трения
Размеры
шариковых подшипников в механизмах с ручным приводом определяются из расчета
статической грузоподъемности. Расчетная грузоподъемность стандартного упорного
подшипника определяется следующим образом:
С0=nF
где
n=1,5 -
коэффициент запаса;
F - осевая
нагрузка подшипника, Н;С0 - статическая грузоподъемность, Н, по
которой выбирают требуемый размер упорного подшипника.
Подставив
известные нам численные значения в выражение получим:
С0=1,5·10000=15000
(Н)
Из
справочника выбираем стандартный подшипник : 8100 ГОСТ 7872-75
d=7мм
D=18 мм
Момент
трения в шариковом подшипнике вычисляют по формуле:
Где
d - внутренний диаметр кольца подшипника;
f ́=0.005
- приведенный коэффициент трения
Подставив
численные значения , получим:
MTp=10000·7/2·0,05=1750
(Н·мм)
Рис.
4. Подшипник шариковый радиально-упорный однорядный
Расчет
рукоятки
Для
рукоятки конструктивно выберем Сталь 3:
Определим
нужную длину рукоятки, мм, исходя из усилия рабочего Q=200 Н
Принимаем
длину рукоятки равной 240 мм.
Определим
диаметр рукоятки из расчета ее на изгиб как консольной балки, условно
заделанной по оси винта:
Откуда
Подставив
численные значения в выражение, получим:
Примем
диметр рукоятки, равный 20 мм.
Выпишем
стандартные значения шарика на конце ручки:
D=30мм, М=10мм, d2=12мм, l=18мм, l1=14мм,l2=3мм
Проверка
ручки на смятие :
;
Подставим
найденные значения в формулу;
<
Условие
выполняется.
Расчет
корпуса съемника
К
корпусным деталям съемника относятся корпус и захваты.
Для
корпуса выберем материал Сталь 30:
Выписываем
размеры снимаемого подшипника:
Подшипник
№7524:
d=120 мм;
D=215 мм;
В=58мм;
.
Принимаем
диаметр оси равным 8 мм.
Приняв
b=2a, по условию прочности на смятие определяем размеры а
и b:
Из
условия прочности на растяжения находим размер b,ослабленного
сечением d.
Из
расчета на изгиб определяем размер h2:
l2=33 мм
Из
расчета на изгиб и растяжение определяют расстояние l3:
винтовой
съемник узел резьба
Коэффициент полезного действия
Коэффициент полезного действия определяют по формуле:
Где
Ап=F·Р -
работа сил полезного сопротивления за один оборот;
F - внешнее
осевое усилие;P - шаг резьбы;
АП=10000·6=60000(Н·мм)
Am=2πМп -
работа сил трения в подпятнике за один оборот;
Am=2·3,14·1750=10990(Н·мм);
работа
сил полезного сопротивления и трения в винтовой паре за один оборот;
;
Подставив
найденные работы сил в формулу получим:
Сравнивая
КПД механизма с КПД винтовой пары, мы видим, что они отличаются незначительно.
Вывод
В
ходе данного курсового проекта мы приобрели первичные навыки конструкторской
деятельности.
Установлено,
что винт рассчитывается по трем условиям: условие износостойкости, условие
прочности на растяжение (сжатие), условие износостойкости стержня винта. Более
жестким оказалось условие износостойкости. Это означает, что основным видом
разрушения в передачах винт-гайка с трением скольжения является износ резьбы.
Поэтому, чтобы увеличить время эксплуатации передачи или уменьшить ее массу и
габариты необходимо увеличить значение допустимого давления Р, зависящее от рационального
выбора материала винтовой пары и от условий ее эксплуатации.
В
ходе расчетов были определены параметры винтовой передачи, корпуса, подобраны
стандартные детали. Определен КПД механизма, который равен 33,3
%
Список
используемой литературы
1.Муравьева
А.М., Яковлев Ю.В. Методические указания к выполнению домашнего задания по
винтовым устройствам: Харьков, Харьк. авиац. ин-т, 1981.
.Анурьев В.И.
Справочник конструктора - машиностроителя: В 3-х т.М.: Машиностроение, 1979.
Т.1
.Анурьев В.И.
Справочник конструктора - машиностроителя: В 3-х т.М.: Машиностроение, 1979.
Т.2