Расчет сварных швов кронштейна и болтовых соединений его опорной плиты с фундаментом. Расчет монтажных винтовых приспособлений для изгиба арматурных прутков

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

1. Расчет сварных швов кронштейна и болтовых соединений его опорной плиты с фундаментом

Рисунок 1 - Кронштейн: 1 - опорная плита; 2 - стойки; 3 - фундаментные болты; 4 - ось; 5 - втулка; 6 - тяга; 7 - гайка. Р - усилие действующее на тягу; а = (1,0…1,1)Н; l = (1,2…1,3)Н; k = 8…10 мм.

Исходные данные:

Рmax =9,5 кН,

б = 1200,

Н= 400 мм,

S= 12 мм,

материал кронштейна Ст.3,

сварка - ручная дуговая, электроды МР-3.

Опора кронштейна - фундамент кирпичный.

Требуется:

1. Дать анализ и характеристику основных параметров разъемных и неразъемных деталей и узлов. Отметить достоинство и недостатки болтовых и сварных соединений. Указать основные типы сварных и болтовых соединений.

2. Рассчитать болтовое соединение опорной плиты кронштейна с фундаментом:

- составить и начертить расчетную силовую схему для заданной группы болтов кронштейна;

- определить силовые нагрузки, действующие на болтовое соединение (осевое усилие приходящиеся на каждый болт от растягивающей силы; осевое усилие, приходящиеся на наиболее нагруженный болт от опрокидывающего момента; суммарное осевое усилие для наиболее нагруженного болта);

- рассчитать и построить эпюры напряжений на стыке плиты кронштейна и фундамента после предварительной затяжки болтов и приложения внешней нагрузки;

- определить внутренний диаметр резьбы болта и согласовать его со стандартом.

3. Выполнить расчет стыка плиты кронштейна и фундамента. При этом учесть, что остаточные напряжения под кромкой плиты должны удовлетворять условию нераскрытия стыка.

4. Назначить размеры a и k (см.рис.1) сварных швов.

Определить допускаемое напряжение сварного шва.

Проверить напряжение в опасной точке сварного шва и сравнить его с допускаемым.

5. Определить размеры B и L опорной плиты кронштейна исходя из допускаемого удельного давления на фундамент.

6. Начертить в масштабе общий вид кронштейна в двух проекциях с указанием размеров и условных обозначений сварных швов и резьбы.

Решение:

1. Анализ и характеристика основных параметров разъемных и неразъемных деталей и узлов.

К разъёмным соединениям относят соединения резьбовые, клиновые, штифтовые, шпоночные, шлицевые и др. Такие соединения допускают многократную сборку и разборку без нарушения формы и размеров деталей, их составляющих. Каждому виду соединения соответствуют стандарт ЕСКД, который устанавливает особенности, упрощения и условности при его изображении.

Для разъёмного соединения составных частей машин и различных устройств широко применяются соединения при помощи резьбы. Эти соединения обладают такими достоинствами, как универсальность, высокая надёжность, способность воспринимать большие нагрузки, сравнительно малые размеры и малая масса конструктивного элемента, простота изготовления и другие факторы. В промышленности резьбы применяются для получения подвижных соединений, когда возможны взаимные перемещения деталей (винты домкратов, прессов, станков) и неподвижных соединений (с помощью крепёжных изделий, фитингов и т. п.).

Резьбовое соединение - разъёмное соединение деталей машин при помощи винтовой или спиральной поверхности (резьбы). Это соединение наиболее распространено из-за его многочисленных достоинств. В простейшем случае для соединения необходимо закрутить две детали, имеющие резьбы с подходящими друг к другу параметрами. Для рассоединения (разьёма) необходимо произвести действия в обратном порядке. В резьбовых соединениях используется метрическая и дюймовая резьба различных профилей в зависимости от технологических задач соединения.

Классификация резьбы:

- по форме поверхности на которой нарезается резьба подразделяются на цилиндрические и конические (рис. 2);



Рисунок 2 - Пример цилиндрической и конической резьб

- по форме профиля резьбы подразделяются на треугольные, трапецеидальные, прямоугольные и круглые (рис. 3);

Рисунок 3 - Профили резьб

- по направлению винтовой линии резьбы бывают правые и левые;

- по числу заходов резьбы подразделяются на однозаходные и многозаходные;

- по назначению резьбы делятся на крепежные, крепежно-уплотняющие и для преобразования движения.

Резьба метрическая - это самая распространенная резьба в машиностроении. Имеет треугольный профиль с углом =600. Вершины профиля резьбы на болте и гайке притуплены по дуге или по прямой, что снижает концентрацию напряжений и исключает возможность повреждения резьбы. Радиальной зазор в резьбе делает ее негерметичной. Метрическая резьба выполняется с крупным и мелким шагом. Резьба с крупным шагом менее чувствительна к неточностям изготовления и изнашиванию. Ее применяют как основную крепежную резьбу. Резьба с мелким шагом прочней и надежней от ослабления затяжки в связи с уменьшением шага. Ее применяют при переменных нагрузках, тонкостенных деталях и для регулировки.

В условное обозначение однозаходной резьбы должно входить: буква М, номинальный диаметр резьбы, значение шага (только для резьбы с мелким шагом), буквы LH для левой резьбы.

К основным геометрическим параметрам цилиндрической резьбы относятся (рис. 1.4):

Рисунок 4- Геометрические характеристики метрической резьбы

d - номинальный диаметр резьбы (наружный диаметр резьбы болта);

D - наружный диаметр внутренней резьбы гайки;

d2 (D2) - средний диаметр резьбы болта и гайки (диаметр воображаемого цилиндра, на котором толщина витка равна ширине впадины);

d3 - внутренний диаметр резьбы болта по дну впадины;

d1 - внутренний диаметр резьбы болта;

D1 - внутренний диаметр резьбы гайки;

P - шаг резьбы (расстояние между одноименными сторонами соседних профилей, измеренных параллельно от резьбы);

H - высота исходного треугольника;

H1 - рабочая высота профиля;

Резьба метрическая коническая применяется главным образом в соединении труб, ранее стандартизовались на основе дюймовой системы мер. Преимущество возможность получения соединения наружной конической с внутренней цилиндрической метрической резьбой.

Резьба трапецеидальная (ГОСТ 9484-81) одно- и многозаходная имеет профиль симметричной трапеции с углом =300. Применяется для передачи реверсивного движения под нагрузкой (винтовые механизмы, ходовые винты в станках и т. п.). Имеет повышенную прочность и технологичность, эта резьба в передачах винт-гайка почти полностью вытеснила прямоугольную.

В условное обозначение трапецеидальной однозаходной резьбы должны входить буквы Tr - номинальный диаметр и значение шага.

Резьба упорная (ГОСТ 10177-82) имеет профиль несимметричной трапеции. Угол наклона нерабочей стороны профиля 300. Для возможности изготовления резьбы фрезерованием рабочая сторона профиля имеет угол наклона 30. Применяется для передачи движения при больших нагрузках, направленных в одну сторону (грузовые винты домкратов, винтовых прессов и т. п.).

В условное обозначение упорной резьбы должны входить буква S , номинальный диаметр и значение шага.

Резьба круглая имеет профиль с углом =300. Применяется для винтов, несущих большие динамические нагрузки, работающих в загрязненной среде с частым завинчиванием (пожарная и гидравлическая арматура), а также в тонкостенных изделиях (цоколи и патроны электрических ламп и т. п.).

Резьба трубная цилиндрическая (ГОСТ 6357-81) представляет собой мелкую треугольную с углом =550 дюймовую крепежную резьбу. Отсутствие радиальных зазоров делает резьбовое соединение герметичным. Применяется в основном для соединения труб и арматуры трубопроводов.

Резьба прямоугольная изготовляется на токарно-винторезных станках. Этот способ имеет низкую производительность и точность. Обладает пониженной прочностью. При изнашивании образуются трудно устраняемые осевые зазоры. Не стандартизована. Применяется сравнительно редко в малонагруженных передачах винт-гайка.

К достоинствам резьбовых соединений относятся простота, технологичность конструкции, малые габаритные размеры, удобство в эксплуатации, возможность сборки и разборки, высокая нагрузочная способность, взаимозаменяемость и большая номенклатура резьбовых деталей для самых различных условий работы.

К недостаткам резьбовых соединений относятся сравнительно большие размеры, а также то, что резьба является своего рода концентратором напряжений, что снижает ее прочность особенно при переменных напряжениях.

Неразъемные соединения получили широкое распространение в машиностроении. К ним относятся соединения:

- Сварные соединения получают с помощью сварки. Сваркой называют процесс получения неразъемного соединения твердых предметов, состоящих из металлов, пластмасс или других материалов, путем местного их нагревания до расплавленного или пластического состояния без применения или с применением механических усилий.

- Заклепочные - неразъёмное соединение деталей при помощи заклёпок. Обеспечивает высокую стойкость в условиях ударных и вибрационных нагрузок. На современном этапе развития технологии уступает место сварке и склеиванию, обеспечивающим большую производительность и более высокую прочность соединения. Однако, по-прежнему находит применение по конструктивным или технологическим соображениям: в соединениях, где необходимо исключить изменение структуры металла, коробление конструкции и перегрев расположенных рядом деталей; соединение разнородных, трудно свариваемых и не свариваемых материалов; в соединениях с затруднительным доступом и контролем качества; в случаях, когда необходимо предотвратить распространение усталостной трещины из детали в деталь.

- Паяные соединения - неразъемные соединения, образуемые силами молекулярного взаимодействия между соединяемыми деталями и присадочным материалом, называемым припоем. Припой - сплав (на основе олова, меди, серебра) или чистый металл, вводимый в расплавленном состоянии в зазор между соединяемые деталями. Температура плавления припоя ниже температуры плавления материалов деталей

- Клеевые соединения - это соединения деталей неметаллическим веществом посредством поверхностного схватывания и межмолекулярной связи в клеящем слое. Наибольшее применение получили клеевые соединения внахлестку, реже - встык.

Клеевые соединения позволили расширить диапазон применения в конструкциях машин сочетаний различных неоднородных материалов - стали, чугуна, алюминия, меди, латуни, стекла, пластмасс, резины, кожи и т. д.

Сюда относятся также соединения, полученные опрессовкой, заливкой, развальцовкой (или завальцовкой), кернением, сшиванием, посадкой с натягом и др.

Сварным соединением называется совокупность изделий, соединенных с помощью сварки.

Сварным швом называется затвердевший после расплавления материал. Металлический сварной шов отличается по своей структуре от структуры металла свариваемых металлических деталей.

Различают три класса сварки - термический, механический и термомеханический. На практике применяют свыше 60 способов сварки. Самое широкое распространение получила электрическая дуговая сварка. Ею хорошо свариваются низко и среднеуглеродистые стали. Различают следующие типы дуговой сварки:

- автоматическая сварка под флюсом;

- механизированная сварка под флюсом;

- ручная сварка.

При ручной сварке шов образуется главным образом за счет металла электрода, а при автоматической и механизированной - в основном за счет расплавления основного металла.

Для электродуговой сварки конструкционных сталей применяют электроды марки Э42, Э42А, Э46, Э46А, Э50, Э50А и др. Число после буквы «Э» умноженное на 10 обозначает минимальную величину временного сопротивления (МПа) металла шва. Буква «А» обозначает повышенное качество электрода.

В зависимости от расположения свариваемых деталей различают следующие виды соединений: стыковые (рис. 1.5), нахлесточные (рис. 1.6), тавровые (рис. 7).

Рисунок 5 - Стыковые швы: а) односторонний без скоса кромок; б) односторонний со скосом кромок; в) двусторонний с двумя симметричными скосами одной кромки; г) двусторонний с двумя симметричными скосами двух кромок.



Рисунок 6 - Нахлесточные соединения угловыми швами а) лобовыми; б) фланговыми; в) комбинированными

Рисунок 7 - Тавровые соединения а), б) - швы с глубоким проплавлением; в) угловой шов

К достоинствам сварных соединений относятся:

- герметичность и плотность соединений;

- возможность автоматизации сварочного процесса;

- невысокая стоимость соединений вследствие простоты конструкции сварного шва и малой трудоемкости (стоимость сварной конструкции в 1,5…2 раза ниже стоимости литой);

- возможность получения изделий больших размеров.

К недостаткам сварных соединений относятся:

- местный нагрев в зоне сварного шва вызывает изменение механических свойств материала свариваемых деталей;

- невысокая прочность при переменных режимах работы (сварной шов является концентратором напряжений);

- невысокое качество сварного шва ручной сварки (непровары, шлаковые включения, трещины);

- трудность контроля качества сварного шва.

2. Расчет болтового соединения опорной плиты кронштейна с фундаментом.

Примем следующие габаритные размеры (согласно заданию) и обозначим их на расчетной схеме:

Н=400 мм;

a=(1…1,1)Н=400мм;

l=(1,2…1,3)Н=480 мм;

b =6S ==72 мм;

B=b+40мм=72+40=112 мм;

L=l+40мм=480+40= 520 мм.

Расчёт обычно проводят на основе двух условий: условия прочности соединения и условия плотности соединяемого стыка. Разрушение соединения происходит, как правило, в виде среза или смятия витков резьбы, а также в виде разрушения болтов по резьбовой части и по сечению под головкой болта.

При расчёте болтовых соединений плит и станин с фундаментом принимается, что болты устанавливаются с зазором и сила трения, развиваемая между стойкой и фундаментом, должна уравновешивать силу, стремящуюся сдвинуть стойку.

Составим расчетную силовую схему для заданной группы болтов кронштейна (рис. 8).

Расчет группы болтов, воспринимающих общую внешнюю нагрузку, как правило сводится к определению диаметра наиболее нагруженного болта, т.к. диаметры остальных болтов принимаются одинаковыми.

Силовые факторы, действующие на соединение: действие силы Pmax можно свести к действию двух взаимно перпендикулярных сил N и Q и опрокидывающего момента М= QН. Сила N= Pmaxsinб направлена вдоль оси болтов. Она растягивает болты и нагружает стык. Сила Q= Pmaxсоsб направлена перпендикулярно оси болтов и является сдвигающей силой.

N= Pmaxsinб=9500

Q= Pmaxсоsб=9500=4750

М= QН=4750=1425 Н

При рассмотрении расчетной схемы в первом приближении можно считать, что для кронштейна, установленного на жесткой стальной плите (без прокладок).

Усилия, действующие на болты, определим исходя из принципа независимости действия силовых факторов.

Осевые усилия, приходящиеся на каждый болт (в том числе и наиболее нагруженный) от растягивающего усилия N равно:

.

Суммарное осевое усилие для наиболее нагруженного болта:

Определим внутренний диаметр резьбы:

где - допускаемое напряжение, МПа.

Приняв, что болты изготовлены из стали 35 (=260 МПа), коэффициент запаса прочности, получим:

=86,67 МПа.

Следовательно:

=12,5 мм

Принимаем резьбу М16х2 мм, для которой d2 =14,701 мм; d1=13,835 мм.

Проверка расчета.

Проверим остаточные напряжения в стыке под левой и правой кромками плиты (условия нераскрытия и прочности стыка):

где - допускаемое давление на основание (для кирпичной кладки =2 МПа).

Тогда:

МПа.

Напряжение изгиба от момента М

,

где W= - момент сопротивления при изгибе опорной площади плиты, мм3;

L и B - габаритные размеры плиты, мм.

Напряжения растяжения от усилия N:

Остаточные напряжения под правой кромкой плиты кронштейна должно удовлетворять условию нераскрытия стыка.

.

.

Определим остаточное напряжение под левой кромкой

Следовательно, условия нераскрытия и прочности стыка выполнено.

Поперечное усилие Q=Pmaxcosб, действующее на опору, воспринимается за счет сил трения и при проверке должно быть удовлетворено условие:

Проведем проверку выполнения этого условия приняв коэффициент трения f = 0,3.

(0,51-0,141) H.

Условие выполняется.

3. Расчет сварного соединения

Составим расчетную схему сил и моментов, действующих на кронштейн.

Определим допускаемое напряжение основного металла при растяжении по формуле:

.

Для материала Ст3 допускаемое напряжение = 220 МПа = 220 Н/мм, а коэффициент запаса прочности примем равным =1,5. Тогда:

.

Допускаемое напряжение при срезе и растяжении для материала сварного шва определяем:

МПа; =95,3 МПа.

В рассматриваемом случае касательное напряжение в биссектральной плоскости шва возникнет от всех силовых факторов.

Определим напряжение при наличии четырех швов (n=4):

От изгибающего момента М

,

где изгибающий момент

- момент сопротивления изгиба:

W,

принимая во внимание, что h=0,7k, число швов n=4, получим

W=746667 мм3.

Следовательно

От растягивающей силы F:

,

где сила F=Psinб=9500•sin1200=9500•0,866= Н,

площадь А=h•a•n=0,7k•a•4=0,7•10•400•4=11200 мм2.

Следовательно

.

От сдвигающей силы Q

,

где сила Q=Pcosб=9500•cos1200=9500•0,5=4750Н,

А=a•h•4=450•4•0,7•10=11200 мм2.

Следовательно

 МПа

Учитывая, что вектор и составляют с вектором угол 900, полное напряжение упр в опасной точке определим из уравнения по пятой теории прочности:

.

МПа.

.

Условие прочности выдержано.

2. Передачи с гибкой связью (передачи ременные)

Расчет клиноременных передач

Рисунок 6 - Схема привода: 1 - электродвигатель; 2 - шкив ведущий; 3 - ремень; 4 - шкив ведомый; 5 - подшипники; 6 - муфта соединительная; 7 - барабан транспортера

Исходные данные:

Р1=5,0 кВт - передаваемая мощность на валу электродвигателя;

n1=1800 об/мин - частота вращения меньшего шкива, который крепится на валу электродвигателя;

,0 - передаточное число клиноременной передачи,

Срок службы в годах: Lпр = 13000;

Число смен работы: с = 2.

С- средний режим работы.

Разработать чертеж шкива: ведущий.

Угол наклона =00.

Требуется:

1. Дать анализ и характеристику ременных передач, отметить их достоинства и недостатки.

2. Выполнить расчет ременной передачи привода:

- Осуществить выбор сечения ремня.

- Определить диаметры шкивов.

- Рассчитать межосевое расстояние ременной передачи.

- Определить расчетную длину ремня.

- Уточнить межосевое расстояние.

- Определить возможность изменения межосевого расстояния.

- Рассчитать угол обхвата ремнями ведущего шкива.

- Определить число ремней ременной передачи.

- Вычислить окружную скорость ремней.

- Определить силы, действующие на валы и опоры.

- Рассчитать средний рабочий ресурс принятых ремней.

- Определить суммарное число ремней, необходимое на весь срок службы привода.

- Записать обозначение ремня.

3. Разработать конструкцию заданного (в соответствии с исходными данными) шкива.

4. Выполнить чертежи.

- общий вид ременной передачи в масштабе в двух проекциях.

- рабочий чертеж шкива.

- сборочный чертеж «Шкив-вал».

1. Краткие сведения о клиноременной передаче.

Ременная передача относится к передачам трением с гибкой связью. Передача состоит из двух шкивов: ведущего и ведомого, закрепленных на валах, и ремня, надетого на шкивы с предварительным натяжением. Нагрузка передается силами трения, возникающими между шкивами и ремнем. При рабочем ходе, т. е. при передаче вращающего момента, происходит перераспределение натяжений в ветвях ремня: натяжение в ветви, набегающую на ведущий шкив увеличивается до S2, а в ветви, сбегающей с него, уменьшается до S1.

Таким образом, при переходе через криволинейную поверхность шкива ремень меняет натяжение, а, следовательно, происходит его деформация - сокращение либо удлинение. Поскольку величины натяжений S2 и S1 в ведущей и ведомой ветвях различны, то различной будет и деформация ремня в этих ветвях. Такое явление называется скольжением. Скольжение ремня приводит к тому, что ведущая и ведомая ветви имеют разные окружные скорости.

Неизбежное упругое скольжение приводит и к различному относительному удлинению ветвей ремня. При обегании ремнем ведущего шкива натяжение его падает, ремень укорачивается и проскальзывает по шкиву.

На ведомом шкиве ремень удлиняется и опережает шкив. Скольжение происходит не по всей дуге охвата (рис. 7), а на ее части (называемой дугой скольжения). Сила трения между ремнем и шкивами передается в основном на дугах скольжения.

Со стороны набегания ремня находится дуга сцепления, на которой ремень движется совместно со шкивом, без проскальзывания. Окружная скорость каждого шкива равна скорости набегающей ветви ремня. По мере роста нагрузки на переда- чу дуга скольжения растет; когда она достигает всей дуги охвата, начинается буксование передачи.

Рисунок 7 - Эпюра сил, возникающих в поперечных сечениях ремня при рабочем ходе

В соответствии с применяемым ремнем передачи подразделяют на плоскоременные, клиноременные, поликлиноременные и круглоременные.

Достоинства: плавность и бесшумность работы, простота конструкции и эксплуатации, возможность передачи мощности на большие расстояния, смягчение вибрации, толчков и ударов вследствие упругости ремня, предохранение механизма от перегрузки вследствие возможного проскальзывания ремня, возможность бесступенчатого регулирования скорости.

Недостатки: большие габариты, некоторое непостоянство передаточного числа из-за неизбежного упругого скольжения ремня, повышенные нагрузки на валы и подшипники от натяжения ремня, низкая долговечность ремней.

Ременные передачи применяют преимущественно в тех случаях, когда по условиям конструкции валы расположены на значительных расстояниях. Мощность современных передач не превышает обычно 50 кВт. В комбинации с зубчатой передачей ременную передачу устанавливают обычно на быстроходную ступень, как менее нагруженную. В современном машиностроении наибольшее распространение имеют клиновые ремни.

2. Расчет клиноременных передач.

Рисунок 8 - Схема для расчета ременной передаче

- угол между ветвями ремня, находится из треугольника О1АО2

1 , 2 - углы обхвата ремнем ведущего и ведомого шкива.

Угол обхвата 1 ремнями ведущего шкива влияет на тяговую способность передачи. Минимальный угол обхвата 1=1200.

L - длина ремня,

а - межосевое расстояние,

S1, S2 - силы натяжения ведомой и ведущей ветвей шкива,

n1, n2 - частоты вращения ведущего и ведомого шкива.

Силы, действующие на валы ремённой передачи.

Необходимость создания предварительного натяга и последующее нагружение ремённой передачи, вызванное действием внешнего момента приводят к появлению большой по величине реактивной силы , приложенной к сопряженным с ремённой передачей валам (рис. 9). В работающей передаче сила представляет собой результирующую сил натяжения и , направленную по радиусу к центру вращения вала и по модулю равную:

, Н

где - количество ремней в ремённой передаче.

Рисунок 9 - Силы, возникающие при работе ремённой передачи

Выбор сечения ремня.

Рисунок 10 - График для определения сечения ремня

Выбор сечения ремня проводим по рис. 10 в зависимости от предаваемой мощности и частоты вращения ведущего вала. Выбираем клиновые ремни нормального сечения А с размерами: Wр=11мм, W=13мм, Т0 = 8,0мм, площадь сечения А=81мм2, масса 1м длины ремня =0,105 кг/м.

Рисунок 11 - Сечение ремня

Определение диаметров шкивов.

Выбираем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d2min=90 мм. Из стандартного ряда выбираем расчетный диаметр ведущего шкива. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять шкивы с диаметрами d2> dmin из стандартного ряда, приведенного в прилож.4. Принимаем d2= 100 мм. Расчетный диаметр ведомого шкива:

d4 = d2••100= 200мм.

Ближайшее стандартное значение d4= 200 мм.

С учетом коэффициента относительного скольжения = 0,01 уточняем передаточное число:

.

Отличие от заданного передаточного числа:

,

что меньше допустимого отклонения 5%.

Межосевое расстояние ременной передачи.

amin = 0,55(d2 + d4) + Т0 = 0,55(100 + 200) + 8 = 173 мм,

amах = d2 + d4 = 100 + 200 = 300 мм.

Принимаем промежуточное стандартное значение а = 250 мм.

Определяем расчетную длину ремня:

мм.

Ближайшее стандартное значение: Lр=1000 мм.

Уточняем межосевое расстояние:

, мм.

В данной формуле

мм;

мм2.

Тогда .

Принимаем ауточ.=260 мм.

Для установки и замены ремней предусматриваем возможность уменьшения а на 3 % (т.е. на 0,03•260 = 7,8 мм). Для компенсации удлинения ремней во время эксплуатации предусматриваем возможность увеличения а на 5,5%

(т.е. 0,06•260 =15,6 мм).

Угол обхвата ремнями ведущего шкива.

Определяем угол обхвата ремнями ведущего шкива:

.

Определение числа ремней. Для определения числа ремней определяем коэффициенты: угла обхвата С=0,93; длины ремня СL=0,89 (при Lр=1000 мм); режима работы Ср=1,2 (режим средний, число смен работы -2); числа ремней Сz= 0,95 (приняв ориентировочно Z = 2…3).

Находим номинальную мощность Р0 = 1,98 кВт, передаваемую одним ремнем сечением А с расчетной длиной Lр=2240 мм, при d2= 100 мм, и n1=1800 об/мин.

Определяем расчетную мощность, передаваемую одним ремнем:

.

Определяем число ремней:

z

Принимаем число ремней z = 4.

Окружная скорость ремней:

.

Начальное натяжение каждой ветви одного ремня:

,

где = 0,105 - коэффициент центробежных сил.

Силы действующие на валы и опоры:

.

Средний рабочий ресурс принятых ремней:

Тср.рем= Тср•К1•К2 = 2000•1•1= 2000 ч,

где Тср=2000 ч (ресурс работы ремней по ГОСТ 1284.2-89),

К1 = 1 - коэффициент для среднего режима работы,

К2 = 1 - коэффициент климатических условий.

Суммарное число ремней, необходимое на весь срок службы привода:

шт.

По результатам расчетов принят:

Ремень А -1400 Т ГОСТ 1284.3-80.

Конструирование шкива.

В соответствии с заданием необходимо сконструировать ведущий шкив.

Для ремня сечением А выбираем размеры профиля канавок шкива: f =10 мм, e= 15 мм, lр= 11мм, h = 8,7 мм.

С учетом того, что количество ремней z = 4, конструктивно ширина шкива получается:

М = (n-1)e + 2f = (4-1)15 +2•10 =65 мм.

В соответствии с расчетом диаметр шкива d2= 100 мм.

Наружный диаметр шкива dе = d2 + 2•b* =100+ 2•3,3 = 106,6 мм.

Принимаем для изготовления шкива чугун СЧ 15 ГОСТ 1412-85.

Толщина обода для чугунного шкива:

.

Принимаем = 12мм.

Вращающий момент на валу

Тогда диаметр вала .

По конструктивным соображениям принимаем .

Диаметр ступицы для чугунных шкивов

Принимаем

Длина ступицы

По конструктивным соображениям принимаем

Для передачи вращающего момента от шкива на ведущий вал редуктора предусматриваем шпоночное соединение. Поскольку диаметр вала , то принимаем шпонку сечением b x h = 8 x 7 при стандартной глубине паза ступицы 3,3 мм.

Для исключения концентрации напряжений между ступицей шкива и диском шкива предусматриваем скругление радиусом = 10 мм. Для более легкого захода вала редуктора в шкив предусматриваем две фаски глубиной 2 мм.

На наиболее важные размеры шкива (диаметр вала и шпоночный паз) назначаем посадки (Н7 - для диаметра вала, Js7 - для шпоночного паза) и отклонения размеров (+0,2 мм для глубины паза ступицы).

На отдельные поверхности шкива назначаем шероховатости (прил. 3): на диаметр отверстия ступицы 1,6 мкм; на торцы шкива 3,2 мкм; на рабочие поверхности канавок шкива 2,5 мкм; на боковые (рабочие) поверхности шпоночного паза 1,6 мкм; на нерабочую поверхность шпоночного паза 3,2 мкм; неуказанная шероховатость 25 мкм.

На наиболее важные поверхности шкива назначаем допуски и отклонения формы: цилиндричность 0,009 мм; перпендикулярность 0,045 мм; параллельность 0,02 мм и симметричность 0,08 мм. Все отклонения формы (кроме цилиндричности) назначаются относительно базовой поверхности А.

3. Расчет монтажных винтовых приспособлений для изгиба арматурных прутков

Структурная схема представлена на рис. 12.



Рисунок 12 - Монтажное приспособление для изгиба арматурных прутков: 1 - винт; 2 - гайка; 3 - рукоятка; 4 - скоба; 5 - пруток; 6 - оправка; 7 - штифты; 8 - крепежный винт

Р -усилие винта;

L - расчетная длина рукоятки;

d - диаметр прутка;

d0 - наружный диаметр резьбы (длина винта l= 12 d0);

I-I, II-II, III-III - характерные сечения скобы.

Требуется:

1. Начертить кинематическую схему заданного механизма.

Построить эпюры усилий и моментов, действующих на винт, гайку и рукоятку.

2. Построить эпюры распределения нормальных напряжений по сечению прутка при изгибе.

3. Определить усилие P, необходимое для изгиба прутка заданного диаметра.

4. Указать вид циклов нормальных напряжений для винта, гайки, рукоятки и определить коэффициент асимметрии циклов r.

5. Определить допускаемые напряжения для винта, гайки и рукоятки в соответствии с видом их деформации и условиями работы. (При расчетах можно условно принять, что для каждой детали количество циклов напряжений за весь срок службы будет не меньше базового N ? N0).

6. Определить диаметр резьбы винта. Подобрать резьбу по стандарту и записать ее условное обозначение. Выписать из ГОСТ параметры резьбы и определить угол ее подъема.

7. Определить размеры плоской пяты винта из расчета на износ по допускаемому давлению.

8. Определить крутящие моменты для винта, гайки и рукоятки и указать их числовые обозначения на эпюрах.

9. Проверить запасы прочности в характерных сечениях винта по пределу выносливости и по пределу текучести.

10. Определить длину L рукоятки и ее диаметр dр ,задавшись усилием Qр рабочего; в соответствии с режимом работы (принять Qр = (200…300)Н.).

11. Определить высоту гайки из расчета ее на износ.

12. Выполнить рабочие чертежи винта и гайки (формат А3, А4).

13. Выполнить сборочный чертеж( две проекции) устройства в масштабе (формат А3).

Исходные данные:

Диаметр прутка -18мм

Материал прутка (сталь) - Сталь 30,

Материал винта (сталь) - Сталь 40 ,

Материал гайки - чугун СЧ18-36,

Резьба на винте - трапецеидальная.

Решение:

1. Описание работы механизма

Монтажное приспособление (или винтовой гибочный пресс) предназначено для изгиба арматурных прутков. При вращении рукоятки пресса происходит завинчивание, в следствии чего винт начинает давить на прут, закрепленный на опорах, подвергая его изгибу. Винтовой гибочный пресс позволяет выигрывать в силе во столько раз, во сколько длина рукоятки больше среднего диаметра резьбы.

Передача «винт-гайка» служит для преобразования вращательного движения в поступательное.

Достоинство передач:

- Простота конструкции и изготовления.

- Плавность и бесшумность работы.

- Возможность создания больших осевых сил, значительный выигрыш в силе.

- Малые габариты.

- Возможность получения медленного перемещения с высокой точностью.

Недостатки передач:

- Повышенные потери на трение.

- Значительное изнашивание в процессе работы.

- Низкий КПД.

Передача винт-гайка скольжения широко применяется в прессах, станках, разрывных машинах, домкратах, а так же для точных перемещений. Ведущим звеном в передаче может быть как винт, так и гайка.

2. Определение усилия, необходимого для изгиба прутка заданного диаметра.

Усилие, необходимое для изгиба прутка определяем из соотношения:

Момент внутренних сил при гибке для круглого сечения

,

где =300 МПа - предел текучести для стали марки Сталь30.

Таким образом , расчетное усилие гибки

Рисунок 13

3. Определим средний диаметр резьбы d2 по формуле



где Fа =Ртр =6,48кН - усилие винта;

- коэффициент рабочей высоты профиля резьбы, по ГОСТ 9484-73 для трапецеидальной резьбы (смотри раздел 2);

- для неразъемных гаек, -высота гайки, примем

Подставив в формулу данные значения, получим:

По таблице «Размеры профиля резьбы» выберем резьбу Тr22x5 с параметрами (Рис. 14):d =22 мм, шаг P =5 мм, d2=D2=19,5мм, D1=17 мм.

Резьбовое соединение Тr 22x5;

Винт Тr 22x5 с полем допуска : Тr 22x5;

Гайка Тr 22x5 c полем допуска : Тr 22x5;

Рисунок 14 - Трапецеидальная резьба

4. Определим высоту гайки



Принимаем =35 мм.

5. Число витков резьбы

Принимаем zв=7.

6. Строим эпюры от силовых факторов, действующих на винт и гайку (рис. 15).

При построении эпюры F учитываем, что в пределах от торцевой поверхности винта до гайки продольная сила во всех поперечных сечениях винта будет равна внешней силе Fа =6,48кН. В пределах гайки Fа меняется по линейному закону и падает до нуля.

От нижней кромки гайки до рукоятки крутящий момент равен моменту в резьбе Тв, а в пределах высоты гайки уменьшается по линейному закону до нуля. Выше рукоятки крутящий момент равен моменту трения на опорной поверхности головки винта пресса.

Для вычисления момента в резьбе определим угол ее подъема:

Приведенный коэффициент трения для трапецеидальной резьбы при коэффициенте трения пары сталь- чугун f=0,12 и при периодической смазке равен



где=arctgf -приведенный угол трения,

б=300 - для трапецеидальной резьбы. (см. рис. 6.2)

.

Тогда приведенный угол трения =arctgf'= arctg 0,104=5,90.

=5,90

Определим крутящий момент в винтовой паре Нм.

Рисунок 15

При >ш - винтовая пара самотормозящаяся. Т.к. угол подъема резьбы меньше, чем угол трения, то самоторможение резьбы соблюдается.

Определим момент Tк, приложенный к рукоятке, который равен сумме моментов в резьбе и на опорной поверхности

Тк= Тв+Тт=11,8+4,7=16,5 Нм.

7. Выполним проверку винта на устойчивость, которая сводится к удовлетворению условия.

Для нахождения критической силы проведем следующие расчеты:

а). Определим осевой момент инерции по внутреннему диаметру d1

б). Определим радиус инерции сечения винта

где S'= 227 мм2 - площадь сечения винта;

,

в). Вычисляем гибкость винта

L - длина сжимаемой части винта.

Принимаем µ=2. А длину винта выбираем конструктивно, исходя из следующих соображений:

рабочий ход винта -50мм;

высота гайки - 35мм;

Так как гибкость стержня = 39>30, то для вычисления кр следует использовать формулу Эйлера.

8. Для опасного сечения винта (одно из сечений между гайкой и рукояткой) проведем расчет на прочность по эквивалентному напряжению

= 28 МПа.

МПа,

где - момент сопротивления кручению.

Во избежание местных пластических деформаций принимают .

Для стали 40 предел текучести =440 МПа.

Допускаемое напряжение МПа.

Следовательно,

МПа ?=146МПа

Условие прочности выполняется.

9. Определим параметры гайки

Диаметр бурта гайки из расчета на смятие , для бронзы МПа.

Примем =35 мм.

Принимаем д=4 мм.

10. Проверка резьбы гайки на работоспособность:

Из условия ограничения износа:

q== = 4 МПа<[q]=5..6МПа.

Из условия прочности резьбы на срез:

фср== =4,54 МПа<[ф]ср=0,2в=39МПа.

k1 = 0,75, k2 = 0,75 - для трапецеидальной резьбы.

11. Определяем длину рукоятки из условия, что момент, приложенный к рукоятке, равен сумме моментов в резьбе и на опорной поверхности чашки.

Где Fp=300Н - сила, прикладываемая рабочим. Прибавив к расчетной длине 100мм. Получаем конструктивную длину рукоятки.

Окончательно принимаем lр = 55+100=155 мм;

Окончательно принимаем dр = 10 мм.

12. Радиус сферической пяты винта из условия контакта прочности:

R = = 26,6 мм28мм,

где Е = 2,1105МПа - приведенный модуль упругости напряжения,

= 3ут=3440 = 1320MПа - максимальные допускаемые контактные напряжения

Радиус площадки контакта:

a =1,11 = 1,11= 0,94 мм. Принимаем а=1 мм.

13. Момент трения на опорной поверхности пяты

Tѓ = Fѓa = 64800,121=389Нмм,

где f= 0,12 - коэффициент трения сталь по чугуну.

14. Расчет стопорного винта.

Стопорный винт удерживает гайку от проворачивания в корпусе:

винтовой резьба метрический

фср =< [ф]ср =80МПа dв ?= = = 4,2 мм,

усм =<[у]см =50МПа lв ? = = 4,3 мм.

В качестве стопорного винта принимаем винт установочный М5х10 ГОСТ 1478-84.

15. Проверка прочности скобы в сечении А-А, Б-Б.

Скоба изготавливается из стали марки : Сталь 45Л

В сечении А-А скобу рассчитываем на изгиб с растяжением, в сечении Б-Б - на изгиб.

Допускаемое напряжение МПа.



Рисунок 16 - Эскиз скобы

Сечение А-А.

Сечение Б-Б.

Условие прочности скобы выполнено.

16. Коэффициент полезного действия винтового устройства.

КПД винтового устройства - :



где Апол - полезная работа за один оборот винта

Азатр - затраченная работа за один оборот винта

Р- шаг винта.

КПД винтовой пары - в.п. :

Литература

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. - М.: Машиностроение, 1978.

2. Детали машин и основы конструирования. Расчет ременных передач. Расчет цепных передач. Методические указания для студентов IV курса. М.: РГОТУПС, 2005.

3. Иванов М.Н. Детали машин. - М. : Высшая школа, 1991.

4. Дунаев П.Ф. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 2004.

Размещено на Allbest.ru

...