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»

Введение

Расчет винта Расчет гайки Расчет заплечника Расчет пяты трения Коэффициент полезного действия Расчет рукоятки Расчет корпуса съемника Вывод Список используемой литературы

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 10 177–82

Материал винта: 65 Г 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 65 Г ГОСТ 1050–74 (_т=1200 МПа);

Гайка: БрАЖН 10−4-4 ГОСТ 493–41 (_в=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)

ц — коэффициент уменьшения основного допускаемого напряжения, выбираемый из таблицы значений для предварительно заданной гибкости л=90, ц=0.54

— допускаемое напряжение;

где,

у_T — предел текучести материала винта; для стали 65 Г закаленная: у_T=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 (л<100 — по методике Ясинского)

где i_min — радиус инерции сечения винта;

х=1 — коэффициент приведения длины винта;

и=0,25 — коэффициент полноты сечения;

— допускаемая гибкость (принимается такой же, как и в расчете на прочность, с учетом устойчивости при выборе ц) =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;

=5…7 Н/мм² для стали по безоловянистой бронзе;

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 ш<�см

Где в — угол наклона рабочей грани резьбы (для упорной резьбы б=3?)

f — коэффициент трения, f=0,12;

Подставив численные значения в формулу получим:

Определим момент М_вп, 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 = шп · d₂= 1,2· 29,5 = 35,4 (мм),

Из найденных высот выбираем большую H_г=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);

Проверяем резьбу на изгиб:

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

Из конструктивных соображений принимаем = 5 (мм). е) Высоту заплечика h_зап определяется из условия изгиба под действием нагрузки F, без учёта запрессовки и трения на поверхности гайки, по уравнению:

Из конструктивных соображений принимаем h_зап = 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 = 5 мм;

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?10 000=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 м=0.005 — приведенный коэффициент трения Подставив численные значения, получим:

M_Tp=10 000?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;

Из прочности расчета на изгиб определяется диаметр d оси вращения захвата и проверяется на срез:

.

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;

А_П=10 000?6=60000(Н· мм)

A_m=2рМп — работа сил трения в подпятнике за один оборот;

A_m=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.

2.Анурьев В. И. Справочник конструктора — машиностроителя: В 3-х т.М.: Машиностроение, 1979. Т.1

3.Анурьев В. И. Справочник конструктора — машиностроителя: В 3-х т.М.: Машиностроение, 1979. Т.2