Причины выхода из строя:
1) под действием контактных напряжений даже при хорошей смазке возникает при длительной работе выкрашивание — результат износа, эти повреждения определяют гарантированный расчетный ресурс передачи2) смятие рабочих поверхностей, дорожек и тел качения. Причина — повышения допустимой нагрузки3) преждевременное изнашивание вследствие повышенного скольжения в контакте тела качения с винтом и гайкой возникает вследствие попадания абразивных частиц, как снаружи, так и изнутри вследствие выкрашивания => ставят уплотнительные гайки из пластмассы для очистки резьбы4) потеря устойчивости.
2.3 Самоторможение резьбовой передачи. Сила Ftнаходится из многоугольника сил, где Ψ— угол подъема винтовой линии; φ — угол трения, равный arctg (f) (f — коэффициент трения). Стрелка показывает направление движения гайки. Рисунок — 16. Схема для определения самоторможения резьбовой передачи. Из рисунка следует:
Окружная сила трения в треугольной резьбе больше, чем в прямоугольной. Если окружная сила трения для витка прямоугольного профиля Ft= Ff, то для витка треугольного профиля.
Где, α - угол профиля резьбы;
коэффициент трения в резьбе;
угол трения, тогда. Условие самоторможения резьбы Ψ<φ. Для треугольной метрической резьбы это условие имеет вид Ψ<φ1, где φ1 — приведенный угол трения. В реальных резьбовых соединениях это условие выполняется, даже если используется резьба с крупным шагом. Для нее угол подъема Ψ винтовой линии по среднему диаметру резьбы меняется в пределах 2°30'…3°30', а приведенный угол трения φ1 изменяется в пределах от 6° (при f~0,1) до 16° (при f~ 0,3). Таким образом, все крепежные резьбы самотормозящиеся.
2.4 Проектный расчет винтовой пары.
Формула для определения среднего диаметра резьбы винта, где Ψг — коэффициент высоты гайки (для целых гаек Ψг=1,0÷2,0; для разъемных гаек Ψг=2,6÷3,5). После определения среднего диаметра по формуле (4) остальные параметры резьбы принимают по ГОСТу. Для тяжело нагруженных винтов рекомендуется проводить проверочный расчет на совместное действие кручения и растяжения (или сжатия), исходя из следующего условия прочности, где σЕ — эквивалентное (приведенное) напряжение для опасной точки винта;N и M кр — соответственно продольная сила и крутящий момент, возникающие в опасном сечении винта (необходимо построить соответствующие эпюры и проверить сечения, которые могут быть опасными);d 1 = d 2
— h — внутренний диаметр резьбы;[ σ ]= σ т /[ n ] - допускаемое напряжение (обычно принимают [ n ]=30).Для длинных винтов следует дополнительно производить расчет на устойчивость по условию, где n у и [ n ]у — соответственно расчетный и допускаемый коэффициенты запаса устойчивости для вертикальных винтов;[ n ]у =2,5÷4, для горизонтальных винтов [ n ]у =3,5÷5. Расчетный коэффициент запаса устойчивости определяют по формуле, Где F кр — критическая сила;Fa
— сжимающая нагрузка, действующая на винт. Если приведенная длинна винта (l — длинна винта; d 1 — внутренний диаметр резьбы винта), то критическую силу определяют по формуле.
Эйлера, где Е — модуль продольной упругости материала винта; J пр — приведенный момент инерции сечения винта; его находят по эмпирической формуле, где d — наружный диаметр винта;μ - коэффициент приведения длинны винта (зависит от расчетной схемы винта). Для винтов меньшей гибкости, т. е. при расчет выполняют по эмпирической формуле Ясинского. При критическом напряжении, равном пределу текучести, устойчивость вообще не проверяют. Наружный диаметр гайки определяют из условия прочности ее тела на растяжение и кручение, Наружный диаметр фланца — из условия прочности на смятие:. Высоту гайки находят по формуле:.В этих формулах: Fa — осевая сила;K кр — коэффициент, учитывающий закручивание винта для трапецеидальных резьб (K кр =1,25; для прямоугольной и упорной резьбы K кр =1,2);Ψг — коэффициент высоты гайки;d — наружный диаметр резьбы;d 2 — средний диаметр;[ σ ]р — допускаемое напряжение на растяжение для гайки;[ σ ]см — допускаемое напряжение на смятие.
2.5 КПДвинтовой пары.
КПД винтовой пары определяют соотношением, где Ап. с — работа сил полезного сопротивления на винте;
Аз — работа движущих сил, затраченная на один оборот винта (гайки). По известной осевой силе F, а и окружной силе Ft определяют Ап. с и Аз,.Следовательно, КПД винтовой пары. КПД можно определить и графическим путем. Для случая самоторможения при подъеме груза КПД получается менее 50%. Заключение.
Итак, мы рассмотрели основные параметры передач винт-гайка, их классификацию, основные математические и расчетные зависимости. Основным критерием работоспособности является прочность, которая распределена неравномерно по всей поверхности вращения. Достоинствами передачи винт—гайка скольжения являются большой выигрыш в силе, высокая точность перемещений, малые размеры, возможность обеспечения самоторможения, что позволяет широко использовать ее в грузоподъемных механизмах, например в винтовых домкратах, в механизмах подач станков и приводах роботов, а также в измерительных и регулировочных механизмах. Также для передачи винт—гайка возможен большое передаточное число, что также является преимуществом. Главным же недостатком передачи является повышенный износ резьбы, из-за высоких сил трения. А также низкий КПД при подъеме грузов. Список использованной литературы.
Гжиров Р. И. Краткий справочник конструктора: Справочник — Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1983.
Дунаев П.Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. — 7-е изд., испр. — М.: Высш. шк., 2001.
Левицкий В. С. Машиностроительное черчение: Учеб. для втузов — 2-е изд., испр. и доп. — М.: Высш. шк., 1994.
Расчеты деталей машин / И. М. Чернин, А. В. Кузьмин, Г. М. Ицкович. 2-е изд., перераб. и доп. — Мн.: Высш. шк., 1978.
Чернилевский Д. В. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. — М.: Высш. шк., 1980.
6.Трение, изнашивание и смазка. Кн. 2. / Под ред. И. В. Крагельского, В. В. Алисина // М.: Машиностроение, 1978. — 357 с.
7.Иванов М. Н. Детали машин. — М.: Высш. шк., 1998. — 383 с.
