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.9 002 111 ПЗ

Харьков — 2011

1. Расчет винта

1.1. Выбор материала

1.2 Проектировочный расчет

1.3 Проверочный расчет

2. Расчет гайки

3. Расчет рукоятки

4. Расчет корпуса

5. 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=10 000 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

1.1 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 65 Г, временное сопротивление разрыву

1200МПа; предел текучести 1000 МПа;

для гайки БрАЖН10−4-4 временное сопротивление разрыву

650 МПа.

1.2 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 н — 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 н = 0,7

— свободная длина винта (из технического задания);

и — коэффициент, зависящий от полноты сечения винта, и =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 10 177–82 подобрана резьба с диаметрами d3 и большими, чем рассчитанные по формулам (1), (2), (4). Параметры выбранной резьбы представлены в таблице, профиль — на рисунке.

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.

Расчётная статическая грузоподъёмность С0Р = [S]Fa = 1,210 000 = 12 000,

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 = 15 000 Н. Эскиз опорного узла представлен на рисунке. Момент трения в подшипнике

Нмм,

где = 0,008 приведенный коэффициент трения в упорном подшипнике

1.4 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 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

(Нмм).

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

2.1 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 = шhР = 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 = 36 мм.

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).

С учётом приведения к нормальному размеру наружный диаметр принят равным 40 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.

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 65 Г (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 8 мм и подобран штифт с ближайшими стандартными размерами: Штифт 4h9 х 10 ГОСТ 10 774–80.

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:

1. 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 .

2. 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.

3. Проектирование механизмов с передачей винт-гайка / В. И. Назин. — Учеб. пособие. — Харьков: Нац. аэрокосм. ун-т «Харьк. авиац. ин-т», 2006. — 122 с.