Домкрат винтовой с храповым механизмом

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ

Национальный аэрокосмический университет Им Н. Е. Жуковского «ХАИ»

ДОМКРАТ ВИНТОВОЙ С ХРАПОВЫМ МЕХАНИЗМОМ

Пояснительная записка к домашнему заданию

Дисциплина — Конструирование машин и механизмов

Харьков — 2010 г.

1. Основные исходные данные

2. Расчёт винта

3. Расчет пяты

4. Расчёт гайки

5. Расчёт рукоятки

6. Расчёт и проектирование корпуса механизма

7. Определение КПД механизма Заключение Список использованных источников

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 домкрат винтовой с храповым механизмом. Рассчитаны винт, гайка, корпус винтовой передачи.

1. Основные исходные данные

1. Действующая сила (H) F=14 000;

2. Размер H max (мм) =750;

3. Ход винта h=0,4 H max;

4. Тип резьбы ГОСТ 9484

Так как механизм ответственный и испытывает большую нагрузку, то материалы винта назначаем из качественной стали, а для гайки — из безоловянистой бронзы.

Для винта: 65 Г (в= 1200 т=1000 HRC=34…42);

Для гайки БрАЖН10−4-4(в=650 E=120 000 HRC=100).

2. Расчёт винта Во всех случаях винт работает на сжатие (растяжение) и кручение. Винты должны одновременно удовлетворять условию прочности при продольном изгибе и условию допускаемой гибкости:

;

;

Наиболее допускаемая гибкость для грузовых винтов. Задаёмся гибкостью и коэффициентом запаса —, S=4. Допускаемые напряжения для стальных винтов определяются по формуле:

;

Находим диаметр винта по критериям, определяющим работоспособность передачи винт-гайка, исходя из условий: прочности на сжатия с учётом устойчивости, допускаемой гибкости, износостойкости рабочих поверхностей витков резьбы.

а) Условие прочности на сжатия с учётом устойчивости.

где k — коэффициент, учитывающий скручивание тела винта моментом в опасном сечении. Принимаем k=1,2;

— коэффициент уменьшения основного допускаемого напряжения, =0,69;

— отношение внутреннего диаметра d0 к внешнему d1 (для сплошного сечения).

б) Условие по допускаемо гибкости.

где — коэффициент приведённой длины винта, который равен 2;

— коэффициент полноты сечения, 0,25(для сплошного винта);

=0.4Нmax=0.4•750=300ммсвободная длина винта,;

;

в) Износостойкость рабочих поверхностей витков резьбы.

где d2 — средний диаметр резьбы винта;

=H /d2 — коэффициент высоты гайки (для ходовых винтов принимают конструктивно 1,2…2,5);

Hвысота гайки;

=h /P — коэффициент высоты резьбы (hвысота профиля резьбы, Р — шаг резьбы). Для трапецеидальной резьбы =0,5;

[Fуд] - допускаемое удельное давление. [Fуд]=7 МПа;

.

По наибольшему диаметру подбираем резьбу (вычисленному по допускаемой гибкости):

Таблица 1 — Параметры резьбы

Рис. 1 — Резьба трапецеидальная Проводим проверочные расчёты на условие самоторможения и на прочность в опасном сечении.

Расчёт на условие самоторможение.

Угол подъёма средней винтовой линии резьбы винт гайка изгиб работоспособность

°,

где P — шаг резьбы;

d2 — средний диаметр резьбы;

і-количество заходов.

Приведенный угол трения: ,

Условие самоторможения выполняется.

Дальше выполняем проверку винта на прочность в опасном сечении:

;

;

.

Условие прочности выполняется.

3. Расчёт пяты Размеры шариковых подшипников в механизмах, с ручным приводом определяется из расчета статической грузоподъемности:

где n — 1,2…1,5 — коэффициент надёжности,

F — эквивалентная нагрузка подшипника, Н;

С0 — статическая грузоподъемность.

.

По значению С0 подберём подшипник из справочника /4/ по ГОСТ 7872–89, подшипник 8103.

Внутренний диаметр подшипника d=17мм;

Внешний диаметр подшипника D=30мм;

Высота подшипника H=9мм;

Все остальные размеры пяты назначаем из конструктивных соображений. Мп=F· fd/2=14 000·0.001·17/2=119(H·мм)

4. Расчет гайки Гайки обычно изготавливаются из материалов, имеющих в паре со стальным винтом низкий коэффициент трения и хорошую износостойкость. К таким материалам относятся оловянистые и безоловянистые бронзы, латунь, металлокерамика и антифрикционный чугун.

Принимаем, что гайка изготовлена из безоловянистой бронзы БрАЖН10−4-4(в=650 E=120 000 HRC=100);

Гайки выполняются в виде цилиндрических втулок, которые запрессовываются или ввинчиваются в подвижный или неподвижный корпус. В данном случае конструкцию гайки выбираем таким образом, чтобы распределение нагрузки по виткам резьбы было наиболее равномерным.

При расчёте резьб гаек допускается, что осевое усилие распределяется по виткам равномерно, а угол подъёма витков настолько мал, что их можно рассматривать в виде плоских круговых колец. В гайке рассчитывают резьбу (на изгиб, срез и удельное давление), основные её размеры (H, D), а также отдельные элементы (посадка в корпус, упорный буртик, фиксирующие детали и др.).

Рис. 2 — Конструкция гайки Тело гайки подвергается кручению и сжатию.

Наружный диаметр тела гайки определяется из условия прочности:

где kкоэффициент, учитывающий скручивание тела гайки, k=1,3;

допускаемое напряжение сжатие или растяжении

.

Наружный диаметр принимаем, диаметр мал поэтому назначаем его конструктивно .

Примем D=62(мм) Число витков определяем из уравнения:

Высота гайки:

Проводим проверку витков резьбы на прочность, так как материал гайки обладает более низкими механическими свойствами, чем материал винта. Исходя из условия прочности витка на срез:

а) Проверка на срез:

где — ширина витка в корневом сечении резьбы: ;

б) Проверка на изгиб:

где p-равномерно распределенная нагрузка:

Условия выполняются.

Размер заплечика определяем из условия смятия материала гайки под действием силы F по уравнению:

Из конструкторских соображений принимаем =7 мм.

Высоту заплечика определяется из условия изгиба под действием нагрузки F, без учёта запрессовки и трения на поверхности гайки, по уравнению:

.

Из конструкторских соображений принимаем h=7 мм 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.

Рис. 3 — Соединение гайки с корпусом с помощью штифта Расчет штифта выполним из условия его среза по сечению или смятия поверхности под действием момента винтовой пары:

Принимаем d0 равный 6 мм. Проверим выполнение условия прочности при работе на смятие:

Принимаем из конструктивных соображений .

По справочнику подбираем штифт: Штифт 6Г12 ГОСТ 3128–70.

5. Расчёт рукоятки В переносных винтовых механизмах чаще всего применяются перекидные рукоятки либо рукоятки с храповым механизмом. Соединение храпового колеса с винтом бывает шпоночным, штифтовым или профильным. Выбираем шпоночное соединение в соответствии с ГОСТ 23 360–78 по диаметру вала:30−38мм соответствует шпонка 10×8 мм.

Материал рукоятки: сталь 45 без термообработки

.

Рассчитываем нужную длину рукоятки, исходя из усилия рабочего Q=200Н.

Mp=M B. P +Мп =30 340.2+119=30 459=Qlp;

;

Принимаем длину рукоятки ;

Диаметр рукоятки определяется из условия прочности на изгиб:

;

Принимаем диаметр ;

Выбираем материал храпового механизма: Сталь 40ХН [?u]=370МПа;

Размеры храпового колеса не гостированы и выбирается конструктивно:

Dх=2d=2.36=72(мм);

Dх— наружный диаметр храпового колеса;

— ширина храпового колеса;

принимаем ;

—ширина зуба, где z — количество зубьев;

z=8

—ширина зуба;

Х1=0,75.Dx=0.75.72=54—расстояние от центра храпового колеса до центра оси собачки.

—длина зуба храпового колеса Конструктивно принимаем

После эскизирования данного храпового механизма выполним проверочные расчёты.

1) Рассчитаем зуб храпового колеса на изгиб где N— нормальная сила

где М — момент рукоятки

;

условие выполняется

2) Определим силу действующую на ось собачки

;

Угол возьмём из эскиза. Он равен 300. Тогда:

Определим размер оси собачки по уравнению:

полученного из условия

3) Ось собачки рассчитываем на срез, как двухсторонний стержень:

— условие выполняется Окончательно выбираем

— прочность в сечении 1−1

где — момент сопротивления

— площадь сечения 1−1

— коэффициент полноты сечения условие выполняется Прочность в сечении 2−2:

где W— момент сопротивления сечения 2−2

Х2— расстояние от центра храпового колеса до сечения 2−2

Х2=86 мм [?u]=370МПа Условие выполняется Шпонку храпового колеса рассчитываем на смятие:

;

z — число шпонок; z=1;

d —диаметр винта; d=36(мм);

l —длинна шпонки; l=30(мм);

h —высота шпонки; h=7(мм);

b —ширина шпонки; b=7(мм);

;

Условие выполняется Окончательно выбираем шпонку по ГОСТ 23 360–78

с размерами h=7(мм); b=7(мм); l=30(мм);

6. Расчет и проектирование корпуса механизма Корпус домкрата выполняют литым из чугуна с толщиной стенки мм.

Рис. 4 — Корпус домкрата Материал корпуса испытывает напряжения сжатия от силы веса поднимаемого груза и напряжения от действия момента винтовой пары.

Корпус домкратов для обслуживания авиационных изделий представляет собой пространственную конструкцию, из стальных (25ХГС, 30ХГС) или дюралевых (Д-16) труб или уголков.

Тогда F ?3.14/4(D1?-D2?) []

=

Опорная плита домкрата квадратная. Её площадь подбирается из условия смятия материала, на который устанавливается домкрат. Для дерева [] = 1…2 МПа:

необходимый диаметр 79 мм.

Толщина плиты принимается равной, проверяется по условию прочности на изгиб:

Для круглой плиты

.

7. КПД механизма Коэффициент полезного действия винтовой пары скольжения определяется по формуле:

Таким образом, = 0.3963 = 39.63%.

КПД механизма:

Заключение

В данной работе был рассчитан и спроектирован домкрат винтовой Подобраны материалы деталей конструкции, а также проведены проверочные расчёты деталей на прочность. Закреплён и усвоен материал читаемого курса и приобретены первичные навыки конструкторской работы, Коэффициент полезного действия данной винтовой передачи равен 39.5%. Это значение далеко от максимального значения КПД винтовой передачи, что указывает на то, что передача, в основном, работает на трение.

Список использованных источников

1. Решетов Д. Н. «Детали машин». М., «Машиностроение», 1975. 496 с.

2. Ефоян А. С., Дорофеев В. Г.,. Муравьева В. А., Шебанов И. Г. Проектирование винтовых механизмов авиационных устройств и роботов. Учебное пособие. Харьков: ХАИ, 1989. 87 с.

3. Яковлев Ю. В. Расчет и проектирование устройств с винтовой передачей. Учебное пособие по курсовому и дипломному проектированию. Харьков: ХАИ, 1978. 85 с.

4. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. М., «Машиностроение», 1979.

5. Иванов М. Н. «Детали машин». Курсовое проектирование. М., «Высшая школа"1975. 551 с.