Определение среднего диаметра винта.

Исходные данные

Винтовой механизм: зажим двухстоячный горизонтальный

Усилие, действующее на винт Q = 12000 Н

2. Ход винта H = 400 мм

3. Расстояние между стойкой и винтом h = 550 мм

4. Усилие на рукоятке P = 100 Н

Введение

Винтовые механизмы широко используются в разнообразных машиностроительных конструкциях для преобразования вращательного движения в поступательное с большим выигрышем в силе. Достаточно часто передача винт-гайка используется в грузоподъемных устройствах и машинах, начиная от винтовых домкратов и кончая ответственными винтовыми устройствами изменения вылета стрелы тяжелых кранов. К наиболее простым относятся винтовые передачи с вращающимся винтом при неподвижной гайке.

Двухстоячный горизонтальный откидной зажим относится к быстродействующим сборочно-сварочным приспособлениям и допускает вертикальный подъем готовой конструкции после сварки. Зажим состоит из винта с гайкой и рукояткой, башмака, двух стоек.

Для закрепления подлежащих сварке деталей они помещаются между двумя стойками, после чего ввертыванием винта в гайку производят окончательное закрепление деталей под сварку.

Расчет винта

Определение среднего диаметра винта.

Основной причиной выхода винтовых механизмов из строя является изнашивание рабочих поверхностей витков резьбы гайки. Поэтому проектный расчет, имеющий целью определение габаритов винтовой пары, следует производить из
условия износостойкости.

Так как интенсивность изнашивания, при прочих равных условиях, прямо пропорциональна величине удельного давления q на рабочей поверхности резьбы, то условие износостойкости запишется в виде:

где Q - осевая нагрузка, действующая на винт;

d₂ - средний диаметр резьбы;

- коэффициент рабочей высоты витка резьбы, равный = h / P (h– рабочая высота профиля резьбы, Р – шаг резьбы);

- коэффициент высоты гайки, равный = Н_г/ d ₂ (Н_г – высота гайки, d ₂ – средний диаметр резьбы), рекомендуемые значения = 1,5 ... 2,5;

[q] - допускаемое удельное давление.

Преобразуя условие износостойкости, получим выражение для определения среднего диаметра резьбы d₂:

Для механизмов, у которых усилие, действующее на винт Q 10 кН, используется трапецеидальная одноходовая резьба, для которой = 0,5. Принимаем: = 2 и [q] = 10 МПа (для пары сталь - бронза). Подставляя исходные данные, определяем средний диаметр резьбы:

Определение момента сил трения в резьбе.

Момент сил трения в резьбе T_p вычисляем по формуле:

Н·мм.

Определение длины рукоятки.

Определяется из условия равновесия моментов на винте

Момент, который должен создать рабочий для вращения винта, равен сумме моментов в резьбе и в пяте = 21645 + 10002 = 31647 Н·мм.

Длина рукоятки определяется по зависимости [1]:

где Р_Р - усилие рабочего.

Усилие рабочего принимаем 100 Н. Тогда длина рукоятки будет равна

мм.

Принимаем L_p = 316,47 мм.

100 316,47=31647МПа

Проверочный расчет винта.

Винт в поперечном сечении работает на сжатие Q и кручение от момента определяемого по эпюре крутящих моментов на винте.

Рисунок 3 . Эпюры сил и моментов для винта зажима.

Опасным является сечение шейки в пяте винта (1-1) и при этом крутящим моментом будет момент Тп.

Условие прочности по эквивалентным напряжениям в опасном сечении имеет вид:

Подставляя числовые значения в полученные формулы, получим:

Подставляя в уравнения условия прочности по эквивалентным напряжениям в опасном сечении, при [σ] = 80 МПа имеем:

2. Расчет гайки

Определение высоты гайки.

Рисунок 4 . Конструкция гайки.

Известна относительная высота гайки

Тогда высота гайки

Примем

Расчет корпуса.

Расчет сварного соединения.

Стальной лист 300х300 приваривается к стойкам откидного зажима.

Такой вид сварного соединения называется тавровая. Шов угловой с катетом к = 6 мм, который рассчитывают на отсутствие сдвига детали и на отсутствие раскрытия стыка под действием момента М_у вызванного Р_раб: от силы - и от момента - . Найдем действующие в шве напряжения по формулам:

МПа.

, где - это расстояние от центра тяжести шва С до самой удалённой точки шва, - суммарный момент инерции совмещенного сечения всех швов относительно их общего центра тяжести. и - это экваториальные моменты инерции относительно взаимно перпендикулярных осей х и y, проходящих через центр тяжести шва, они равны:

Расчитаем момент инерции первой фигуры:

мм⁴

Расчитаем момент инерции второй фигуры:

мм⁴

^{Суммарный полярный момент инерции}^:

мм⁴

МПа.

Условие прочности имеет вид:

, где - допускаемое напряжение.

Проверяем выполнение условия прочности:

условие выполняется. Значит, шов выдержит нагрузку.

Расчет болтового соединения

Основания пресса крепиться 12 болтами к стальному листу шириной А = 1000 мм и длинной В = 400 мм.

Усилие рабочего приложенное к рукоятке, стремиться сдвинуть зажим. Чтобы исключить возможность сдвига, зажим необходимо прикрепить к какому-либо основанию. Определим необходимое начальное усилие затяжки крепежных деталей.

Рассчитаем требуемый диаметр болта из условия нераскрытия стыка. Условие нераскрытия стыка имеет вид:

Расписываем (напряжение в болте от силы затяжки):

где

Тогда

Максимальная сдвигающая сила:

Н·мм, где

l = 0,25·D_max=60 мм, n =4 – число рядов болтов.

Полная растягивающая сила :

где

Минимальный допустимый внутренний диаметр резьбы найдем из уравнения : = 16,6 мм. Наружный диаметр резьбы должен удовлетворять условию мм. Выберем ближайшую большую стандартную метрическую резьбу с запасом из ГОСТа 24705-2004: М24 – внутренний диаметр =16,6 мм, номинальный диаметр = 24 мм.

Список использованной литературы

1. Кривенко И.С. Проектирование винтовых механизмов. Учебное пособие. СПб., СПбГМТУ, 2001.

2. Данилов В. К. Проектирование винтовых механизмов. Контрольные задания и методические указания для их выполнения. Л., ЛКИ, 1988.

3. Кривенко И. С. Сварные и болтовые соединения. Винтовые механизмы. Учебное пособие. Л., ЛКИ, 1983.

4. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х томах. М., Машиностроение, 2001.