Кривенко — Винтовые механизмы


Чтобы посмотреть этот PDF файл с форматированием и разметкой, скачайте его и откройте на своем компьютере.
НТОВЫЕ
ПОДЪ
ЁМНЫ
Е УСТРОЙСТВА
Винтовые
подъемные устрой
ства применяются
многих облас
тях
техники дня
подъема
грузов
сооружений. В
общем машиностро
ении наиболее
часто
в их состав
входят
одиночные винтовые
пары
относительно
небольшой
грузоподъёмн
ости
. В
специальных от
раслях техники
например,
при
судоподъеме, не
редки случаи
пользования
групп
овых винтовых
пар с грузоподъ
емностью, изме
ряемой сотнями
тонн.
Ниже излагается
методика
проектирования
просте
йших "пред
ставителей"
рассматриваемой
руп
пы механизмов.
Простой домкрат (схема
Приводимый
движение рукояткой 5 (рис
.1.1)
грузовой
винт 9, вращаясь
неподвижной гайке
перемещается посту
пательно
, поднимая или опуская груз
, приложенный
к
ке I.
Для того чтобы
гайка была
неподвижна о
носительно груза,
ее плос
кость снабжается
сечкой. Поскольку винт
совершает вращательное
движение, а чашка I и гайка 7 не
щаются, то на кольцевой
пяте
(поверхности контакта головки 4
винта с
чашкой) и в резьбе
возникает
тре
ние, для
уменьшения ко
торого
применяют смазку.
В дальнейшем пятой будем
называть плоскую или
сферическую поверхность
ющегося
винта (или
вращающейся
гайки), к которой
ложено осевое усилие Q со
стороны другой детали. Пята
может быть кольцевой
.рис.1.1, 1,2,а), сплош
(рис.1,2,б), сферичес
кой
Шайба 3 и винт 2,
ввинченный в головку вин
та,
предназначены
для ограничения
перемещения чаши вдоль оси
винта толь
ко
пределах
небольшого
зазора
(см.рис
Для удобства в работе и исключения возможности пот
ери
рукоятки целесообразно использовать шаровые ручки
l
1
2
Р
и
с
.
1
.
1
В
и
н
т
о
в
о
й
д
о
м
к
р
а
т
1
2
3
4
5
6
7
8
9
1
0
1
1
1
2
C
d
3
d
4
d
7
a
б
в
в
а
а
1
2
3
d
6
d
5
в
а
d
6
Р
и
с
.
1
.
2
В
а
р
и
а
н
т
ы
с
о
е
д
и
н
е
н
и
я
в
и
н
т
а
с
к
а
й
к
о
й
r
Установочный (или стопорный) винт 8 (см.рис.1.1) предот
вращает проворачивание гайки 7 в корпусе 10 домкрата под
действием момента в резьбе. Используют винты по ГОСТ 1478
75 и
ГОСТ 1482
75 с цилинд
рическим концом
[I], [4].
Винт ввинчивается
в стенку корпуса домкрата, а его цилиндрический конец входит в
отверстие, высверливаемое в стенке гайки по
сле ее запрессовки в
корпус
К нижнему торцу грузов
ого
нта крепежным винтом II
(ГОСТы 7798
70, 7796
7473
72, 1475
72)
[I]
прикреплена шайба I2, которая не позволяет полностью вывинтить
грузовой винт из гайки и, следовательно, исключа
ет возможность
аварии. Для предотвращения самоотвинчивания в процессе
эксплуатации винтов с потайной
и полупотайной го
головками
следует применять кернение
[I]
. Для стопорения остальных типов
винтов, а также гаек во всех механизмах це
лесообразно
использовать пружинные шайбы по ГОСТ 6402
[I], [4]
(см.рис.1.2,а).
Проектирование любого винтового механиз
ма нужно начи
нать с
определения силы Q , действующей вдоль оси грузо
вого винта.
Затем следует выбрать материалы винта и гайки, учитывая, что, во
первых, винты, не подвергающиеся закалке, изготавливают из
сталей 45, 60 (ГОСТ 1050
74), а
закаливаемые
из
сталей 40Х, 40ХГ
(ГОСТ 4543
71). Во
вторых, по
скольку все рассматриваемые
механизмы имеют винтовые пары скольжения, то для уменьшения
трения гайки изготавливают из антифрикционных материалов
оловянных бронз Бр010Ф1,
(ГОСТ 613
79), безоловянн
бронзы
9Ж3
Л (ГОСТ 493
79), чугунов СЧ12
28, СЧ15
СЧ18
36 (ГОСТ 1412
70). В отдельных случаях возможно
изготовление гайки из стали. Следует иметь в виду, что
антифрикционные свойства у бронзы улучшаются с увеличением
содержания оло
ва, а у чугуна
с уменьшением прочности. Кроме
того, следу
ет учитывать, что самый дешевый материал
чугун, а
стои
мость бронзы тем выше, чем больше содержание олова.
Далее нужно выбрать тип резьбы. При двухстороннем дей
ствии
силы Q следует использовать трапецеидальную
резь
бу (ГОСТ 9484
73), для которой коэффициент рабочей высоты витка
= 0,5
при
одностороннем приложении нагрузки для уменьшения Потерь на
трение целесообразно применять упорную резьбу (ГОСТ 10177
у
оторой
При используемых материалах винт
а и гайки основной
причиной выхода механизма из строя является износ резьбы гайки,
поэтому проектный расчет, имеющий целью определение габаритов
винтовой пары, следует производить из условия из
носостойкости.
Средний диаметр резьбы, удовлетворяющий этому у
словию, равен

Q
d

Коэффициент высоты гайки рекомендуется принимать
пределах

Если две контактирующие поверхности неподвижны относи
тельно друг д
руга, то интенсивность нормальных к ним сил
называют
напряжением смятия
шиностроительные
материалы способны выдерживать большие на
пряжения
поэт
ому допускаемое напряжение
смятия
обычно сравнительно
велико. Если же одна из контак
тирующих
поверхностей совершает
движение относительно дру
гой, то интенсивность нормальных сил
именуют давле
нием
как работа деталей при н
аличии отно
сительного движения
сопровождается их изнашиванием, то для
уменьшения износа и увеличения срока службы дета
лей принима
ют
небольшое значение допускаемого давления
q]. Из изло
женного
следует, что всегда
q]«[δсм]. &#x/MCI; 10;&#x 000;&#x/MCI; 10;&#x 000;Экспериментальным путем установлено, что для сочетания
мат
ериалов
закаленная сталь
бронза
q] =
13) МПа, для пары
незакаленная сталь
за
[q] = (8... 10) МПа
, для пары сталь
сталь
[q] = 6 МПа
для пары незакаленная сталь
чугун
[q] = (4... 6)
причем значение [
] тем больше, чем выше
антифрикцион
ные
свойства материала гай
ки.
Вычислив δ
формуле (I.I), легко найти высоту гайки






Предварительное значение внутреннего диаметра резьбы
ина нарезанной части винта (см.рис.1.1)
где
высота подъема груза.
Далее нужно
выполнить расчет винта на устойчивость.
Радиус инерции поперечного сечения винта равен
=0,25
Зная
, можно найти гибкость винта
ïð
l
Приведенная длина винта определяется зависимостью




где
коэффициент приведения длины, зависящий от спосо
ба
закрепления концов винта (рис.1.3);
длина участка винта,
испытывающего сжатие.
У большинства рассматриваемых механизмов
макси
мальное
зможное расстояние от середины гайки до пяты. Например
для
домкрата (см.рис.1.1)
где
ориентировочная высота головки винта, которая мо
жет
быть принята равной
~ (2...3)
. Исключение состав
ляет
механизм
по схеме 8, у которого
сстояние от середины гайки до нижней
шарнирной опоры винта.
При выборе значения
следует учитывать, что у
большинства из рассматриваемых
устройств гайка имеет жесткую
связь с другими элемен
тами
механизма и поэтому опору с
айкой можно считать заделкой.
Исклю
чение составляет механизм
по схеме 8, у которого гай
ка при
продольном из
гибе имеет
возможность свободно
поворачиваться вместе
с винтом и,
следовательно, гай
ка эквивалентна
шарнирной опоре. Что касается
другой опоры винта, то у домкратов конец винта
с чашкой можно
считать свободным. У остальных механизмов, как правило, вторую
опору следует считать шарнирной. Только в случае, когда эта опора
представляет собой подшипник скольжения с отношением
ее можно считать заделкой.
При
второй
возможной причиной выхода механизма из
строя может быть потеря винтом устойчивости.
Проверка вита на устойчивость выполняется при помощи
уравнения


s
Q
,
где
= 4
минимальный запас устойчивости.
Критическая сила, при которой винт теряет устойчивость,
определяется формулой

1
Q
При
критическое напряжение вычисляется по фор
муле
Эйлера:


2

Для сталей модуль упругости Е =2,1
МПа.
При
≤λ
90
для рекомендованных марок сталей

8
,
2
490

ри
< 50 проверка винта на устойчивость н
требу
ется.
Если условие (1.4) не выполняется, то необходимо увели
чить
диаметр винта, для чего прежде всего нужно найти зна
чение
приведенной длины

003162
,
0
Q
l
которая со
ответствует "граничной" гибкости
= 90, разде
ляющей области применения формул (1.5), (1.6).
Если приведенная длина
рассчитываемого винта, най
денная
по формуле (1.3), больше, чем
, следует ис
пользовать формулу
(1.5) и диаметр
вычислять по формуле

l
d
1
,
0
_____________________________________________
_____________________________________
_____________
длина части
винта, находящейся в контакте с под
шипником, причем
подшипником
считается любая цилиндрическая поверхность, охватывающая винт.
Рис.
. Коэффициент
при
различных способах
закр
епления концов винта.
случае
np
np
l
критическим является напряжение по формуле
(1.6) и диаметр δ
рассчитывается по формуле
l
Q
,
(
l
np
6
2
2
92
1
1
Окончательным будет значение
ближайшее большее из
соответствующего ГОСТа.
Одновременно фиксируются
ста
ндар
ные параметры δ, δ
, Р и выбирается значение
, где δ
наружный диаметр резьбы, Р
шаг,
число за
Стандарт предусматривает несколько шагов Р д
дан
ного
диаметра р
езьбы δ. Рекомендуется выбирать такое зна
чение Р , при
котором число витков гайки
P
h

(1.7)
Оптимальными являются значения Ζ = 6...
Так как большинство рассматриваемых механизм
ов должно
обладать свойством самоторможения, то
винтовые пары дол
жны
удовлетворять условию

где
приведенный угол
рения;
cos
arctg
коэффициент трения, зависящий от шероховат
остей рабочих по
верхностей витков и материала гайки (табл.1.1);
угол наклона
рабочей гра
и витка к торцовой плоскости ви
та (для упорной
резьбы
, для трапецеидальной
угол подъема
винтовой линии на среднем цилиндре, определяе
мый зависимо
стью

P
n
tg
запас самоторможения.
Для всех самотормозящихся механизмов должно быть
Для рассматриваемых далее механизмов, к которым не
предъявляется жесткие требования в отношении самоторм
ожения,
и К
=1...1,3
Третья
возможн
ая причина выхода механизма из строя
Таблица 1.1
Коэффициенты трения
при наличии смазки
Класс
очности
Параметры
шероховатости, мкм
Коэффициент трения
при материале гайки
винта
гайки
Бронза
оловянная
Бронза
без
оловянная
Чугун
Сталь
Ra = 1,25
Ra = 1,25
0,07
0,08
0,09
0,10
Ra = 2,5
Ra = 2,5
0,08
0,09
0,10
0,12
Ra = 2,5
Rz = 20
0,09
0,10
0,12
0,15
получение винтом остаточных деформаций. Для
устранения этой
опасности необходимо выполнить расчет винта
на проч
ность.
Наиболее напряженным является участок винта
ab
(рис.1.4),
подвергаю
щийся сжатию
силой Q и кручению
моментом
'
(
2
tg
d
Q
T
Условие прочности винта
имеет вид
2
c
ý
где напряжения сжат
ия и
кручения равны
1
d
Q

Допускаемое напря
жение
определяется по
формуле
[
]
[
S
c


(1.11)
где
S] - коэффициент запаса
прочности, равный
h
1
Т
п
Т
h
3
2
4
Т
р
к
Т
р
Т
п
а
в
Р
и
с
О
с
н
о
в
н
ы
е
к
о
н
с
т
р
у
к
т
и
в
н
ы
е
э
л
е
м
е
н
т
ы
д
о
м
к
р
а
т
а
и
э
п
ю
р
а
к
р
у
т
я
щ
и
х
м
о
м
е
н
т
о
в
Коэффициент [
] учитывает точность определения дей
ствующих на деталь нагрузок и возникающих в ней напряжений:
при расчетах средней точности [
] = 1,2...1,4; при грубых расчетах
S1] = 1,4...1,6.
Для домкратов расчетной нагрузкой
является макси
мальный
допустимый груз, поэтому
пределение нагрузки и действующих
напряжений можно считать достаточно точными и принимать [
] =
Коэффициент [
] учитывает однородность материала де
тали.
Для деталей из поковок и проката [
] = 1,2...1,5; для лит
ых
деталей из стали и цветных сплавов [
] = 1,5...1,8; для чугунных
деталей [
] = 1,5...2,5. Значение [
] тем больше, чем больше
размеры проектируемой детали.
Коэффициент [
] учитывает специфические требования
безопасности рассчитываемой детали и пр
инимается в пределах [
= I...I.5; большие значения
для деталей дорогостоя
щих и
повышенной надежности.
Процесс погружения всех деталей рассматриваемых меха
низмов
близок к статическому, поэтому для деталей, изготов
ленных из
пластичных материалов, опа
сное (предельное) напря
жение

T
on


(1.13)
а для деталей
хрупких материалов

B
on


I4)
где
масштабный фактор.
Вероятность разрушения детали при смятии практически не
зависит от ее размеров, поэтому при расчетах на смятие нужно
принимать
При действии в детали только касательных напряжений вместо
σ], σоп, σТ и σ
рмулы (I.II), (I.I3), (I.I4) нужно подставлять [
и τ
Следует иметь в виду, что для сталей

=(0,70,75)σ
1,05σ
1,1σ
, где σ
пределы
текучести соответственно при сжатии и изгибе. Для
бронз значения
можно считать оди
наковыми.
Значения σ
и Е

для различных: материалов и
в том числе для рекомендуемых материалов винта и гайки при
ведены в [
6]. &#x/MCI; 18;&#x 000;&#x/MCI; 18;&#x 000;После расчета винта на прочность следует определить длину и
диаметр рукоятки.
Необходимая длина рукоятки


где Р
усилие рабочего. При длительной работе можно
принимать Р
= 200 Н, а при кратковременной
= 300 Н.
Макс
имальная длина рукоятки должна удовлетворять усло
вию

≤1

Конструктивная длина рукоятки с учетом ширины ладони
рабочего должна быть принята равной
+ 0,05
применении вместо рукоятки маховичка L
радиус
маховичка. Нормализованные маховички из различных материалов
с диаметрами от 65 до 320 мм можно найти в
I]. Иногда
при
больших нагрузках для удобства работы вместо простейшей
рукоятки, изображенной на ри
.1, домкраты снабжаются
спе
циальной рукояткой с трещотк
ой (с храповым колесом и собач
кой), которая позволяет заменить вращательное движение по
кругу качательным
движением в пределах небольшого
угла.
Конструкция такой рукоятки и расчет ее элементов приведе
ны в
[2]
Момент
создаваемый рабочим, в любом винтовом ме
ханизме
должен быть равен сумме (см.рис.

Т = Т

где Т
момент тр
ния на пяте, величина которо
го зависит как от
размеров, так и от формы пяты.
Вариант с кольцевой пятой (см.рис.1.2,а), отличающийся
максимальной простотой, дает момент, равный

3
2
4
3
3
3
4
2
1
d
d
d
d
Q
f
T

где
=0,08.
коэффициент трения
стальной чашки о стальной
винт; чем выше твердость и чем ниже шероховатость
трущихся
поверхностей, тем меньше значение
В формуле (I.I8) можно принимать δ
δ, где δ
наружный
диаметр винта. Диаметр δ
следует найти из услов
ия
зносостойкости трущихся деталей

Q
d
3
4

задавшись допускаемым давлением [
] = (25...40)
а. Чем выше
q], тем больше будет интенсивность изнашивания и меньше срок
служ
бы деталей. Ввиду относительно большой ве
личины момента
(I.I8) рассматриваемый вариант может быть ре
комендован только
для домкратов небольшой грузоподъемности
Q <20000 Н).
Если при требуемой величине Т значение L не удовлетворяет
условию (I.I7), то нужн
о принять меры по умен
ьше
моментов
. Момент
можно понизить
путем
перехода к более
мелкой резьбе, имеющей значение δ
ное или близкое к
прежнему. При этом должно соблюдаться
условие
Существенного уменьшения величины
можно дости
чь, если
заменить кольцевую пяту сплошной (см.рис.1.2,б), для которой
формула (I.I8) дает
2
1
d
Q
f
T

Диаметр δ
должен быть таким, чтобы давление
на
поверхности
трения было
то же, что и в сл
учае кольцевой пяты*,
т.е. необходимо иметь
[
4
Q
d

При больших значениях
q] для уменьшения износа и,
следовательно, увеличения срока службы верхний конец винта
целесообразно подвергнуть
поверхностной или объемной закал
ке до
твердости Н
, а в расточку чашки з
апрессо
вать закаленный
вкладыш
. Шлифование торца винта и рабочей поверхности
вкладыша позволяет снизить коэффициент трения до величины
= 0,08. Сопряжение по диаметру
олжно
осуществляться по
___________________________________________________________________________
___________________
* Площадь
глухого отверстия ввиду ее малости можно пренебречь.
одной из посадок
гарантированным зазо
ром. На рис.1.2,б
показаны два
возможных варианта соедине
ния чашки с винтом.
Установочный винт 3 по ГОСТ 1482
I] или два цилиндрических
штифта 2 по ГОСТ 3128
I] играют ту же роль, что и винт 2 с
шайбой 3
а рис.1.1. Штифты 2 или винт 3 не должны
препятствовать вращению грузово
го винта относительно чашки.
Для этого ширина
канавки и
её глу
бина должны быть такими,
чтобы между штифтом 2 (или вин
том 3) и грузовым винтом были
зазоры. Чтобы обеспечить на
дежный упор торца винта во вкладыш I
и исключить возможность нагружения штифт
ов 2 (или винтов 3),
необходимо предусмот
реть зазор
Значительно меньший момент Т
обеспечивает сферичес
кая
пята (рис.1.
2,в), контактирующая с плоским
закаленным
вкладышем. Под действием сжимающей силы Q детали дефор
мируются
и образуется круговая пл
ощадка
контакта, диаметр
.которой
,
2
H
Q
d
,
где
радиус сферы; Е
приведенный модуль упругости,
для
стальных деталей равный 2,1·
Величина
должна быть такой, чтобы удовлетворялос
ь условие
контактной прочности, а именно
2
,
0
ïð
Q

(1.23)
Допускаемое контактное напряжение определяется по фор
муле
lim
,
где
lim
предел контактной выносливости, соответствующий
базовому числу циклов;
коэффициент долговечности
коэффициент запаса контактной прочности.
Величина
lim
зависит от твердости
HRC
( в еденицах
Роквелла)
менее твердой поверхности:
случае объемной закалки деталей (
lim
HRC
=1,1;
а при поверхностной закалке
lim
HRC
=1,2.
я рассматриваемых деталей, отличающихся небольшим
числом циклов погружения за весь срок службы,
Момент трения в случае сферической пяты равен
ï
Q
f
T
1


и вследствие малости диаметра δ
в несколько раз меньше,
предыдущих случаях.
Ещё
одним достоинством рассматриваемой конструкции яв
ляется центральное н
гружение винта даже при неперленд
лярности его оси по отношению к рабочей по
верхности вкла
дыша.
Минимальный момент T
получается в случае использо
вания
упорного шарикового подшипника [2]*.
Концевой участок винта в вариантах рис.1.2,б
в, в от
личив от
варианта р
1.2,а, испытывает сжатие силой
и кручение момен
том Т
поэтом
у необходимо проверить прочность в сечении,
ослабленном кольцевой канавкой, при по
мощи формулы (1.9), в
которой

6
d
Q
6
d
M
KP

Представленные на рис. 1.2 констру
кции могут быть
поль
зованы в любом механизме с вращающимся и одновременно
поступательно движущимся винтом.Диаметр рукоятки можно найти
из условия ее прочности на изгиб
P
ð
P
d

где
σU] - допускаемое напряжение изгиба, определяемое по
формуле (I.
Рукоятку можно изготавливать из дешевых сталей (напри
мер,
СтЗ, Ст4, Ст5). При выборе значений
S1], [S3] следу
ет учитывать,
_________________________________________________________________
_________________________
____
оследние два варианта целесообразно использовать в механизмах с большой осевой
силой (Q
≥40000
H).
что определение нагрузки и действующих напряжений можно
отнести к числу расчетов средней точности
и что к
рукоятке не
предъя
вляются повышенные
ребо
ания в отноше
нии ее
надежности.
Размеры головки винта можно задавать, руководствуясь со
отношениями (рис.1.4)
)d,
=(1,3.
где числовой
коэффициент тем
больше
чем м
еньше
должно соблюдаться
условие
(см.рис.1.2,а). Следует
отметить, что
головка винта
одновременно испытывает
сжатие силой
и кручение
моментами
, Тп, а так
же смятие рукояткой. При
реко
мендуемых соотношениях разме
ров прове
рки прочности не тре
буются,
так как все условия
прочнос
ти
заведомо
выполняются.
Наружный диаметр гайки D
(рис.1.5) рекомендуется выби
рать
в пределах
1=(1,4...1,6)
причем меньшее значение коэффициента соответствует большему
диаметру δ
Гайку приближенно можно рассматривать как втулку
наружным диаметро
и внутренним δ, подвергающуюся
растяжению силой
и кручению моментом
Следователь
но,
условие прочности должно быть записано та
2
P
ý

где напряжение растяжения


(
4
2
D
k
p
Напряжение кручения равно

(
16
4
1
1
D
D
T
KP

Р
и
с
.
1
.
5
.
Г
а
й
к
а
D
2
h
2
h
1
D
2
d
A
d
Таблица 1.2
Коэффициент трения покоя
Определяя значение [
] по формуле (I.II), необходимо иметь в
виду
следующее. Во
первых, формулой (1.27) не учиты
ваются
напряжения, возникающие в теле гайки
в результате ее
рессовки
в корпус (эти напряжения тем больше,
чем
ольше натяг). Во
вторых, как правило, бронзовые заготовки деталей получают
литьем. В
третьих, разрушение гайки приводит к ава
рии.
Диаметр
буртика гайки рекомендуется назначать,
руков
одствуясь зависимостью
где коэффициент тем больше, чем меньше D
Вероятность смятия будет исключена, если удовлетворяет
ся
условие
(
4
1
2
2
D
Q

Высоту буртика можно принимать равной
В случае непараллел
ьности опорных поверхностей буртика и
корпуса возможно приложение
силы
Q в точке А. Усло
вие
прочности буртика на изгиб запишется в виде
[
)
(
3
max
D
D
J
y
M
При определении [
σU] no формуле (I.II) сле
дует имет
виду, что смятие
бурти
ка или его разрушение от изгиба имеет те же
последствии, что и разрушение винта:
Проворачивании гайки в корпусе под действием момента Т
противодействует трение. Если считать, чт
гайка посажена в
корпус без натяга, то момент трен
ия на кольцевой поверхности
контакта буртика с корпусом равен
1
2
2
3
1
3
2
3
6
1
D
D
D
D
f
Q
T
где
коэ
циент трения покоя между буртик
и корпу
сом,
выбираемый из таб
л.1.2 для случая отсутствия смазки.
Если момент
меньше
момента
а гайка
сопрягается
с корпусом по
одной из пер
еходных поса
док, следует пред
усмотреть
стопор
ный винт. Поскольку
грузка на этот винт
(
2
D
T
T
p
ð
всегда относительно невелика, допускается выбирать его из
конструктивных соображений с диамет
ром резьбы, равным
~(0,7...0,8)δ
(см.рис.1.Б), где
=0,5 (D
, без последу
их
проверок на пр
очность.
Толщину стенки литого корпуса принимают равной
(8...12)
м (
м.рис.1.4). При сварном корпусе величина
может быть
меньше. Уклон образу
ей стенки корпуса соста
яет обычно
1:10. Внутренний диаметр D
(см.рис.I.I) основания корпуса зависит
от
диаметра
гайки и уклона. Наружный диаметр
определяют
из расчета на смятие того материала, который служит опорой
домкрата:
3
4
D
Q
D
Допускаемое напряжение
σCM] для кирпича равно 1 МПа, для
дерева
1,5 МПа, для бетона
2 МПа.
КПД любо
го винтового механизма, учитывающий суммарные
потери в винтовой паре и на пяте, определяется формулой
'
d
Q
T
tg
tg

1.2. Домкрат на салазках (схема 2)
Домкрат на салазках используется в тех с
луч
аях, когда
ебуется осуществлять небольшое горизонт
ал
ьное перемещение
груза.
Трущиеся
материалы
Коэффициент трения
беэ смазки
со смазкой
Бронза
сталь
Сталь
сталь
Бронза
чугун
Чугун
сталь
Чугун
чугун
0,12
0,15
0,17
0,20
0,25
0,1
0,1
0,1
0,2





































































тою
, полностью зафиксирован в осевом на
правлении на
левой опора при помощи уступа в корпусе 5
втулки
закреплен
ной винтами I. Правая опора фиксирует винт только в радиальном
направлении. Штриховыми линиями очерчен контур фланца втулки
3 для случая, когда отсутствует место для винтов I, I
Крепление втулки к корпусу по рис. 1.6 пригодно при
носительн
о небольшом осевом усилии Р, действующем на винт

Р 
10000 Н
При значительных усилиях Р
олее надежным
является крепление втулки, показанное на рис.1.8.
Винты
(см.рис.1.6) и 4
(см.
рис.1.8) служат для
того,
чтобы
пыль и грязь н
попадали в отверст
ие, через кот
орое
подводится
смазка к трущийся поверхностям.
Следует отметить, что рассмотренные конструкции могут быть
использованы в любом винтовом механизме.
Детали подъемной части домкрата, а также винт салазок и е
гайка рассчитыва
ютс
я та
же, как
в простом домкрате
(см.параграф 1
1). При выполнении этих расчетов
следует
учесть
лишь некоторые ниже отмеченные особенности.
Осевая сила
действующая на винт салазок, равна
где
коэффициент трения, выбираемый из табл.1.2 при
наличии смазки на п
оверхности контакта башмака с салазками.
Поскольку направление силы противоположно направ
лению
поступательного движения гайки, то, следовательно, нагрузка на
винт двухсторонняя и поэтому резьба должна
быть
трапецеидальной.
Диаметр винта салазок обычно при
нимается равным 0,
диаметра грузового винта. Та
как самоторможение винта са
лазок
не требуется, то
с
целью увеличения скорости горизон
тального
перемещения груза этот винт выполняют двухзаходным.
Выбрав резьбу по ГОСТу, следует определить высоту гай
ки,
удовлетворяющую условие износостойкости:
[
1
d
P
h

где [
] имеет те же значения, что и в формуле (I.I). раздвоенной
гайки (см.рис.1.6)
При проверке устойчивости в формуле (1.
а в случае раздвоенной гайки
+ 0,5δ
где
заданная величина горизонтального хода.
Необходимая длина нарезанной части винта (
м.рис.1.6)

где
длина опорной поверхности лап башмака,
зависящая от
диаметра
(см.рис.1.6, 1.7). Можно принимать
=(0,9...1,2)
Основанию
башмака целесообразно придавать прямоугольную
форму с отношением сторон
(см.рис.I.7), равным или близким к
единице. При выборе значений
следует учитывать
, что их
увеличение сопровождается увеличением га
баритов салазок.
Эпюры крутящих
моментов на винте
салазок для
конструкций опор,
изображенных на
.1.6 и 1.
, показаны
соответ
ственно
рис.1.
,а и 1.9,
Верхняя и нижняя
эпюры на
рис.1.9
,α по
строены
при дви
жении
гайки и дей
ствии силы
аправлении соот
ветственно сплош
ной и
штриховой стрелок.
Наиболее напряженным
явля
ется тот участок
винта, который
одновремен
но
испытывает сжатие
силой Р и кручение большим и
моментов Т
и Т
. Следует
отметить,
что характер
гружения винта определяется только
Р
и
с
.
1
.
9
.
Э
п
ю
р
ы
к
р
у
т
я
щ
и
х
м
о
м
е
н
т
о
в
T
n
T
p
P
P
T
T
T
p
T
n
г
а
й
к
а
T
п
T
p
T
а
в
с
а
T
p
T
п
T
б
Р
направлением горизон
тального перемещения гайки и не зависит от
места приложения
внешнего момента Т.
Верхняя и нижняя эпюры на рис.1.9,6 соответствуют слу
чаям
приложения внешнего момента Т соответственно
правом и лев
ом концах винта. Здесь характер нагружения
вин
определяется только местом приложения момента Т и не
ависит от направления горизонтал
ного перемещения в
инта.
Направление горизонтального перемещения гайки определяет
только вид деформации у
частка
ab
, который может быть
либо сжатым, либо растянутым. Участок
действии силы
Р не
подвергается.
Из изложенного следует, что при проверке прочности вин
та
салазок по формуле (1.9) напряжение
нужно вычислять при
большем из моментов Т
и T
Диаме
тр винта в опорах (т.е. диаметр подшипника) δ
(см.рис.1.6) следует определить из условия износостойкости
кольцевой пяты с наружным диаметром,
равным ~
, и внут
ренним
диаметром
[
4
0
Ð
d
d

где
наружный диаметр резьбы; [
то же
муле (1.19).
Учитывая относительн
редкое использование вин
та салазок,
можно принимать наибольшее значение
q] = 40 МПа.
Для варианта, представленного на рис
, диаметр лево
подшипника рекомендуется
принимать
равным
наружному
ди
ам
етру резьбы δ. Затем нужно задаться диаметром отверстия в
корпусе δ
> δ и по формуле (I.I9), заменив δ
, на δ
, найти диаметр
буртика δ
, при котором удовлетворяется условие износостойкости
кольцевой пяты.
Длина подшипника
принимается равной
=(1,3...1,8)
Диаметр квадратного хвостовика винта должен удовлетво
рять
условию
= (0,9... 0,95) d
Размер стороны квадрата ре
комендуется принимать
Диаметр
кольцевой выточки должен быть
несколько
меньшим, че
м расстояние
Длина хвостовика
= (0,
Далее по методике, изложенной в параграфе I.I, следует
определить необходимую длину рукоятки и выбрать ее
кон
струкцию. Одна из
возможных конструкций
рукоятки представ
лена на
рис.1
. В случае
возможно
сти кругового
вращения рукоятку I при ее
длине L
0,35
м целесообразно
снабдить нормализованной
щающейся рукоят
кой 2 [λ
Если требуемая длина ру
коятки I получается менее
S , т
о можно
использовать стан
дартный гаечный
ключ. В этом
слу
чае размер
востовика должен быть равен стан
дартному
размеру под ключ, а длина
должна быть согласована с толщиной
ключа
8]. &#x/MCI; 16;&#x 000;&#x/MCI; 16;&#x 000;После выбора значений
нужно
выполнить
проверку прочности хвостовика. Условие прочности на кручение
имеет
вид
KP
T
где
16
3
9
d
W
Проверка прочности рабочих
граней
на
мяти
е выполняется по формуле
XP
CM
l
,
(1.35)
где
рабочая длина, в пределах которой осуществляется контакт
хвостовика с рукояткой (к
лючом, маховичком).
Стандартный винт
(см.рис.1.6) воспринимает осевую силу,
действующую вдоль оси винта
и не
дима проверка
его прочности на срез и смятие (рис
B
B
CM
d
P
CP
P

Р
и
с
.
.
.
Р
у
к
о
я
т
к
а
L
1
2
Определение допускаемых напряжений [
σCM] при
расчетах
по формулам (1.34)
(1.36) про
изводится в соответствии с
общей
методик
ой, изложенной в
параграфе I.I,
причем в формулах (1.35),
σCM] - для менее прочного
материала.
Ширину
(см.рис.1.6
опорных поверхностей башмака
определяют из условия
ограничения давления
b
Q
b
1
где для сочетания материалов
сталь
сталь [
] = 15 M
ля
сочетания стань
чугун
q] = 12 МПа, для пары чугун
чугун
q] = 10
а. Длина салазок
равна

где
по формуле (1.32),
длины левого и правого
подшипников винта.
Высотой салазок Н можно задаться из конструктивных
соображений,
руководствуясь
рис.1.6. Обычно Н
где δ
наружный диаметр винта салазок.
При проверке прочности на изгиб салазки рассматриваем как
балку, нагруженную снизу равномерно распределенной на
грузкой, а
сверху
сосредоточенной силой
, приложенной в середине.
Изгибающий мо
мент в средне
м (опасном) сечении
Q
Ì
Пренебрегая (в запас прочности) лапами салазок и считая
толщину стенки примерно равной
получим момент со
противления
1
b
W
Следовательно, условие прочности запишется так:
U
b
L
Q
1
1
3
При определении [
] по формуле (I.II)
следует
учесть, что
салазки и
зготовляют из серого чугуна или
стал
ьного литья.
Возможна также сварная конструкция (чаще всего из стали СтЗ).
Наконец, задавшись шириной ла
п салазок, проверяют пло
щадь
ования на смятие
CM
C
L
Q
)
(
1
1
где
σCM] имеет те же значения, что и в случае расчета осно
вания
простого домкрата.
2. НАЖИМНЫЕ УСТРОЙСТВА
К нажимным устройствам относятся механизмы, предназна
ченные для создания силы, воздействующей на обраба
тываемый
предмет: спрессовываемое вещество, запрессовываемые части,
деформируемый материал и т.п. Эти механизмы могут быть вин
товы
ми, рычажными, клиновыми и др. В указаниях рассматрива
ются
вклю
чающие в себя винтовую пару с гайкой, закрепленной в
станине. Винт снабжен нажимной деталью, через которую при
ввинчивании в гайку он передает нагрузку на об
рабатываемый
предмет.
Двухстоечный винтовой пресс (схема 3)
Пресс (рис.2.1)
постоит из станин
ы, нажимной
плиты 9,
гайки 3 и винта
с рукоятк
ой I. Станина включает в
себя
сно
вание
10 и поперечину 4, которые связаны двумя
стойками 8
. Гайка 3
неподвижно
закреплена в поперечине. При ввин
чивании винта
наж
имная плита 9 опускается и запрессовывает одн
деталь в
другую, спрессов
ывает материал, размещенный на осно
вании и т.п.
Для обеспечения подъема нажимной
плиты
она соединена с
винтом
2 при помощи двух
полуколец 7, вход
ящих в кольцевую проточку
винте и прикреплённых к плите
винта
6. Конструкция
оединения должна быть такой, чтобы винт 2 свободно вращался
относительно нажимной плиты.
Соединение нажимной плиты с винтом 2 может быть осу
ществлено также одним на способов, показанных на рис.1.2,б. Если
b
l
b
Р
и
с
.
1
.
1
1
.
К
р
а
с
ч
ё
т
у
у
с
т
а
н
о
в
о
ч
н
о
г
о
в
и
н
т
а
диаметр пяты
(см.рис.2,I), найденный по формуле
получается большим δ
, где δ
внутренний, диа
метр резьбы, то
можно осуществить конструкцию (рис.2.2)
с винтом
ввинчиваемым
в гайку сво
им верхним концом. Осевое перемещение
винта I
относительно нажимной плиты 3 огран
ичивается
втулкой 2.
Недостат
ок варианта, изображен
ного на р
ис.2.2,а
относительная
Р
и
с
.
2
.
1
.
Д
в
у
х
с
т
о
е
ч
н
ы
й
в
и
н
т
о
в
о
й
п
р
е
с
с
в
А
А
S
В
-
В
А
-
А
В
В
1
2
3
4
5
6
7
8
9
1
0
слож
ность изготовлении ви
нта и ру
коятки, соеди
няемых при
помощи
квадрата. Более тех
нологичным
является
шпоночн
соединение
винта с
рукояткой, п
оказанное
рис.2.2,б.
В прессе,
изо
браженно
м на рис.2.1,
резьбовое
соединение
поперечины 4
стой
ками 8 для
повы
шения
эстетических качеств
конструкции
выполнено
ри
помощи колпачковых
ек 5 [λ]
. Допустимо
также использование
обычных гаек.
Для удобства
ввинчи
вания в
основание стойки
снабжены лы
сками, расстоя
ние
между которыми и ширина
должны быть согласованы с
зевом и то
щиной стандартного
клю
ча [8]
Чтобы предотвратить
поворот
нажимной плиты
под действием
момента
трения в пяте Т
(рис.2.3), в нажимной плите
предусмот
рены либо отверсти
я,
либо прорези (см.сечение
на рис.2.1), в которые входят
стойки.
Проверку прочности винта
следует произвести для
двух его
участков. Нижний участок, находящийся между пятой и
ай
кой,
Р
и
с
.
2
.
2
.
В
а
р
и
а
н
т
ы
с
о
е
д
и
н
е
н
и
я
в
и
н
т
а
с
н
а
ж
и
м
н
о
й
д
е
т
а
л
ь
ю
(
п
я
т
к
о
й
и
л
и
м
а
х
о
в
и
ч
к
о
м
)
l
1
d
c
d
в
l
c
А
А
b
h
-
d
в
1
2
3
а
б
Р
и
с
.
.
.
С
х
е
м
а
п
р
е
с
с
а
и
э
п
ю
р
а
к
р
у
т
я
щ
и
х
м
о
м
е
н
т
о
в
Т
р
Т
Т
п
Н
3
Н
1
Н
2
Q
подвергается сжатию силой Q и кручение моментом Т
поэтому
при пр
рке прочности винта следует
пользовать
формулы
(1.9),
(1.26). Верхни
участок, расположенный
между
йкой и осью
укоятки, исп
ыва
ет кручение суммар
ным
моментом
Т и и
гиб
сило
ной
сил
ию рабочего Р
большее напряжение изгиба
действует
в вин
те тогда,
когда он занимает крайнее верхне
е
положение, определяемое высотой
+0,5(
где η
заданное осевое переме
щение винта; η
высота гайки и
головки винта.
Наибольшие напряжения изгиба и кручения равны
1
0
0
d
H
P
W
H
P
x
p
U
1
d
Ò
W
Ò
ÊÐ
а условие прочности имеет вид
2
U
Ý

где допускаемое напряжение [
] определяется по формуле
вин
тов
ых прессах ча
его используют трапецеидаль
ную
резьбу.
быч
но в этих механизмах не т
ребуетс
я са
тор
можение.
Во многих
случаях даже желательно, чтобы после
окон
чания
прессо
ания
инт сам вывинчивался и сле
ка поднимался
под
действием упругих сил сжатого материала. Однако
само
тормоз
щиеся
винт
имеют относительно большой угол
и, следов
ательно,
требуют боль
шого момента
определяемого
формулой (I.T7),
поэтому несамоторм
ящиеся винты в приме
няются
шь при
малых усилиях
прессо
ния (
Q ,< 1000 И).
Расчеты деталей пресса, отсутствующих в д
мкрат
изло
жены
ниже.
Поперечина
рассчитыва
ется на изгиб. Наи
больший
изги
бающий мо
мент
действует
среднем сече
попере
чины,
ослабленном
ерстием
под
гайку (рис.2.4). Условие ее прочности имеет вид
X
U
L
Q
4

(2.2)
где
расстояние между с
тойками, а
Вычислив по уравнению (2.2) величину
и задавшись
одним
из ра
меров
или Н
, можно определить из
висимо
сти (2.3)
другой из этих размеров.
конструктивных соображений часто
принимают
В=(1,61,8
, или
выбирают
величину Н,
примерно
равной
высоте гайки.
Если момент
со
противления W
переменен п
длине поперечины, то следует
проверить
прочность
в других
сече
иях.
Диаметр опасного сече
стоек δ
би
рается
конструктивно и пр
оверяе
тся на
гиб и р
яжен
ие
по методике,
изложенной
ниже.
Момент Т
взаимо
действия
винта
с гайкой стре
мится
повернуть гайку
и, следовательно,
поп
еречину
вокруг оси
(рис.2.5).
В результате этого поперечи
на
оказывает давление на каждую из
ст
ек, причем си
ла давления
перпендикулярна оси стойки и
равна
Ò
P
Кроме того, на поперечину воздействует усили
рабоче
го
Все три силы изгиба
стойки и их можно считать приложенными в
горизо
нтальной плоскости, проходящей
через середину высоты
поперечины (а то
чнее, через середину
верхности кон
такта сто
йки
с поперечиной). Опасное сечение, в кото
ром действуют напряжения
растяжения от
силы 0,5
и 5ольши
напряжения изгиба, находится
в основании стойки,
услов
ие прочности выглядит так:
'
'
U
U
P
где
U
'
U
напряжение изгиба соответственно от сил
Р и Р
Очевидно, что
Р
и
с
.
.
.
П
п
е
е
ч
и
н
а
п
е
с
с
а
Н
1
В
1
x
P
p
T
p
P
P
H
Р
и
с
.
2
.
5
К
р
а
с
ч
ё
т
у
с
т
о
е
к
п
р
е
с
с
а
Q
2
U
H
P
p
u
H
P
2
где
ñò
A
ñò
x
W
площадь и момент сопротивле
ния
опасного сечения стойки;
высота, зависящая от за
данного
значения
, а также размеров
рис.2.3) поперечины и
нажимной плиты:
Вышеизложенный расчет не учитывает изгиб стоек
д
действием сил, порожденных моментом Т
, поэтому при
определении
] следует пр
инимать [
] =1,6 (
см
. пара
граф 1,1).
Диаметр резьбы стоек в месте крепления поперечины сле
дует
выбрать из конструктивных соображений, а затем прове
рить на
прочность, используя методику расчета напряженных болтов.
Расчетная нагрузка,
обеспечивающая
нер
скрыти
сты
ка
соединяемых деталей, равна
k
Q
5
,
0
где
= 1,5..
Условие
прочности
имеет в
[
4
d
Q
где
,
1
внутренний диаметр резьбы.
В уравнении (2.4) допускаемое напряжение зависит от диаметра
резь
бы
)
8
2
,
0
(
]
[
, (2,5)
где σ
предел текучести материала стойки и,
следовательно,
диаметр
, удовлетворяющий условию (
приходится
искать
методом послед
тел
ьны
х прибли
жени
й.
Для стандартных
болтов,
винтов и
шпилек значение
следует выбирать,
ру
ководствуясь
техническими тр
ебованиями по ГОСТ 1759
70 [1]
Диаметр винта
(см.рис.2.
) определяется из условия
прочности на кручение
T
где [
по ф
ормуле парагра
По найденному диам
етру в соответствии со СТ
75[4
нужно выбрать размеры
η поперечного сече
ния призматич
еской
шпонки, а затем из условия
прочности на смятие найти ее длину
h
d
T
d
l
B

(2.7)
При определении
см
параграф
I.I) нужно учесть, что
шпонки изгота
вли
ваются из сталей с пределом текучести
а, а расчет относится к числу грубых.
Длина и диаметр ступи
рукоятки (или маховичка)
,
1
l
l
C
d
7
,
1
...
6
,
1
(

В случае использования варианта, изображенного
рис.2.2,а,
размеры квадратно
го хвостовика можно выбрать
и проверить на
прочность в соответствии с
женным в пара
графе 1.2.
.2. Пресс с односторонней стан
иной (схема 4)
Рассматриваемый
винтовой
пресс
(рис.2.6)
отличается
преды
дущего
кон
струкцией станины,
которая имеет форму
кривого бруса и ис
ключает
возможность ввинчивания
винта снизу.
Соединение винта с
нажимной деталью мо
жет
быть осуществлено
им
из ранее рас
смотренных
способов (см.рис.1.2, 2.1).
как нажимная де
таль,
имеющая относительно
ебольшие размеры, при
Р
и
с
.
2
.
6
.
П
р
е
с
с
с
о
д
н
о
с
т
о
р
о
н
н
е
й
с
т
а
н
и
н
о
й
2
d
2
d
1
e
0
-
А
А
подъеме
опускании
винта
вращается вместе о ним,
возможен
вариант
соединения, показанный на рис.2.7. Конец винта
1 длиной
снабже
н мелкой резьбой. Такая
же резьба
предусмотрена в на
жимной детали 2. С
оотноше
ние размеров
винта и
глухого
отверстия нажимной
детали
должно быть
таким
чтобы п
прессовании
винт
ращался, а давление на
нажимную деталь
передава
лось
через торец винта.
Конструкция станины
выбирается, а затем прове
ряется
на прочность, как кривой брус.
При отношении
(см.
сечение А
А на рис.2.6), где R
асстояние оси винта до центра тя
жести С поперечного сечения
станины
, проверку
прочности можно производить по приближенной
зависимости
[
e
J
R
Q
A
Q
U
P
где Q
усилие прессования; А и
площадь и инерции
ассматриваемого поперечного сечения; е
ст
ояние
от точки С
до внутренних волокон сечения.
Опасное сечение в зависимос
ти от конструкции станины может
находиться в разных местах по ее
ысоте, поэтому про
верку
прочности иногда следует выполнять для нескольких
чений.
Для уменьшения площади сечения и, следовательно, станины
поперечному сечению целесообра
о придавать
орму
представленную на рис.2.6, с соотношением разм
еров
=(0,7...0,8)
=(0,7...0,8)
=(0,8...1)
НАТЯЖНЫЕ УСТРОЙСТВА
Натяжные
устройства предназнача
тся для создания и
под
держан
ия постоянн
ым в
процессе эксплуатации натяжения гиб
кого звена в рем
енных и канатных передачах, транспортерах.
Натяжение гибкого звена, обеспечивавшее работоспособность
устройства, осуществляется путем перемещения натяжного шкива
или барабана.
Натяжное устр
ойство транспортера (схема 5)
На рис.
3.1 показано
натяжн
уст
ройств
ленточного
транспортера с подвижным ведо
ым шкивом 2. Ось
шкива
Р
и
с
.
3
.
1
.
Н
а
т
я
ж
н
о
е
у
с
т
р
о
й
с
т
в
о
т
р
а
н
с
п
о
р
т
ё
р
а
Q
1
2
3
4
5
6
7
8
2
Q
B
D
0
d
0
y
x
9
2
Q
B
L
A
C
укреплена
двух пол
нах 7.
зун имеет возможность перем
аться вдоль двух направляющих, одна из которых выполнена
крышке 3, а другая
танине 4. При ввинчивании винтов 9
йки, размещенные
левых частях станин, ползуны вместе
с
ью и шкивом перемещаются вправо, за счет чего и
обеспе
чива
ется натяжение ленты I с ус
. Так как вра
щение
винта
9 осущест
ляется относительно редко,
резьбу для не
мож
но
Р
и
с
.
2
.
7
.
В
а
р
и
а
н
т
с
о
е
д
и
н
е
н
и
я
в
и
н
т
а
с
н
а
ж
и
м
н
о
й
д
е
т
а
л
ь
ю
1
2
l
1
l
2
l
3
l
4
нарезать непосредственно в станине.
Вибрация при работе транспортера может привести к само
произвольному отвинчиванию винта и ослаблению натяжения
лент
, поэтому для винта должно быть предусмотрено стопорное
устройство.
Групповое резь
бовое соединение станины с основанием 6,
осуществляемое при помощи болтов 5, воспринимает поперечную
силу
, расположенную в плоскости стыка соединяемых де
талей, и
моменты M
QH, M
=T, действующие
плоскос
перпендикулярной стыку, где Т
по Формуле (
I.I7). Пренебрегая
(ввиду малого влияния на прочность) нагрузкой, создаваемой
моментами М
, расчетную нагрузку на болт
можно считать
равной усилию зат
ки
ЗАТ
обес
печивающему несдвигаемость
деталей 4, 6 относительно друг друга:
ÇÀÒ

где
= 1,2...1,5
коэффициент надежности, учитывающий
нестабильность коэффициента трения
, выбираемого из табл.
Если получается
ЗАТ
, то следует прин
ть
ЗАТ
=15000
При выбранных диаметре и
общем числе болтов
проверк
их
прочности
про
изводитс
по формулам (2.
Диаметр
оси шкива мо
но определить, рассматривая ось как
нагруженную пос
ред
не силой 2
лку АС на двух шарнирных
опорах, каждая из которых рас
оло
жена
посере
дине ползу
на. Длину
балки можно приближенно принимать рав
ной

=(1...1,5)
где
заданное перемещение шкива. Чек больше η
тем меньшее
значение
следу
т принимать.
Ось шкив
может быть неподвижной
и вращающейся
ри оп
ределении диам
етра
из условия прочности на изгиб
0
L
Q
D
допускаемое напряжение можно рассчитывать по
формула
м (
(I.I3), т.е. считать ось непод
жно
. При
вестном
знач
диаметр
0
8
,
0
...
7
,
0
(
D
d
3.2. Привод натяжного устройства
(схема 6)
Особенность рассматриваемого натяжного устройства (рис.3.2)
является эксцентрическое по отношению к винту приложение
внешней нагрузки. Во избежание получения на винте
сосредоточенного изгибающего момента ползун должен переме
щаться в направляю
щих. Две из возможных конструкций направ
ляющих показаны на рис.3.2,а
б и 3.2,
Р
и
с
.
3
.
2
.
П
р
и
в
о
д
н
а
т
я
ж
н
о
г
о
у
с
т
р
о
й
с
т
в
а
L
d
l
0
d
0
А
А
H
1
H
a
P

a
б
А
-
А


в
b
1
b
2
C
2
a

d
b
2
b
1
C


На рис.3.2,а,б представлена конструкция с направляющи
ми в
виде "ласточкина хвоста". Эти направляющие требуют вы
полнения
съемной опоры и обеспечива
ют максимально точное и надежное
направление по
зуна.
Направляющие, изображенные на рис.3.2,в, позволяют обе
поры выполнить заодно со станиной. Для разгрузки винтов,
крепящих
направляющие, в последних следует делать пазы
глубиной
и шириной, равной толщ
ине
основания ползу
на.
Упомянутые пазы, исключая возможность поворота направ
ляющих
относительно ползуна, обеспечивают более надежную защиту винта
от возникновения изгиб
ающ
его момента.
Р
и
с
.
3
.
3
.
С
х
е
м
а
н
а
г
р
у
ж
е
н
и
я
п
о
л
з
у
н
а
H
1
H
P
P
г
y
В
В
P
в
а
x
P
г
P
г
R
R
2
/
3
L
P
в
Р
в
б
P
г
P
в
L
1
L
A
-
A
д
е
А
А
R
2
R
2
P
г
F
1
F
1
1
/
2
R
1
1
/
2
R
1
B
-
B
1
/
2
R
1
1
/
2
R
1
1
/
2
N
2
г
Дня определения усилия Q (рис.3.3,а), дей
ствующего вдоль оси
винта, рассмотрим наиболее общую схему нагружения ползуна,
соответствующего направляющим типа "ласточкина хвоста". Под
действием внешней силы Р ползун стремится повернуться вокруг
оси
этом распределение нагруз
ки по длине L ползу
на от силы
отражает
эпю
ра рис.3.3,6, а от силы
эпюра рис.3.3,в.
аксимальная интенсивность распределенной нагрузки от силы
R
P
4

Постоянная интенсивность нагрузки от силы Р
состав
яет
P
P
B

Зависимость между силами Р
, Q и верти
ка
льн
ми ре
акциями R
определяется условием равновесия
ползуна
3
2
L
R
H
Q
H
P
откуда
H
Q
Í
Ð
R
2
)
(
3

3.4
Суммарная эпюра, учитыв
аю
щая одновременное воздействие на
ползун нагрузок
и
представлена не рис.3.3,г.
Силу Q можно найти из уравнения
1
F
F
Q
P

(3.5
где
сила трении между станиной и горизонталь
ной опор
ной
поверхностью ползуна;
сила трения на наклонной поверхности
ползуна.
Ввиду того, что сила
нормальна к поверхности со
прикосновения ползуна со станиной (рис.

где
коэффицие
нт трения из табл.1.2 (со смазкой).
Сила трения
порождается нормальным усилием N
(рис.3.3,e
а потому
cos
Из рис.3.3,г
1
(
2
1
L
Ð
P
R
Ã
(
)
(
2
1
2
L
Ð
P
R
Ã

Â
Ã
Ð
P
L
L
2
и, следовательно,
______________________________
____________________________
Моментом силы трения
, расположенной ниже
лос
ости
, пренебрегаем вви
ду
его малости. На
рис.З.З,
е силы трения условно изображены
одной плоскости.
P
Ð
P
R
Â
Ã
4
)
(
1

(3.9)
P
Ð
P
R
Â
Ã
4
)
(
2

Подставляя (3.9), (
3.10
) в (З.
), (3.7), а затем по
следние
после замены
, и Р
их выражениями (3.2), (3.3) из (
5) найдем
R
f
Ð
Q

где
cos

(3.12)
Вводя в (
), (3.12) выраж
ение R по формуле (3.4) и решая
относительно Q, окончательно получаем
L
H
f
C
L
H
f
P
Q
2
3
1
1
2
3
1

(3.12)
Высота Н
мала по сравнению с
, поэтому, допус
кая
небольшую ошибку в
безопасную сторону, можно считать
1
2
3
1
(
C
L
H
f
P
Q

3.14
Используя то же допущение, из (3.4) получаем
H
P
R
2
3

(3.15)
Последнее выражение R и равенство
Ð
P
B

(3.I6)
позволяют формулу (3.12) записать в следующем окончательном
виде:
cos

Полученные формулы справедливы в случае, когда ось
(см.рчс.3
3,а) является
осью симметрии п
олзуна, а

или с учетом (3.2), (3.3),
, когда
ctg
Опорные поверхности ползуна должны быть
акими, чтоб
соблюдались условия
b
L
1
1
1
2

b
L
L
R
q
1
2
2
(
2
2
3.18
где
максимально
е давление соотв
етственно на го
ризонталь
ной и наклонной поверхности трения,
и
м.рис.3.3,
Подстановка в (3.1
и R
лам (3.8),
ражений
и
формулам (3,2), (3.3),
по форму
ам
) и использование
зависимости (3.4) приводит к
следующим окончательным условиям
износостойкости трущихся поверхностей ползуна и станины
tg
L
H
P
Q
L
Í
b
L
P
q
Ã
1
1
2
где [
рекомендуется принимать равным наименьшему и
зна
чений, используемых при расчетах по формуле (1
Уравнения (3.19), (3.20) позволяют о
пределить необхо
димые
значения
При известном β
(рис.3
3,б)
b
C
2
Можно
принимать
=45...60°.
Рас
четные зависимости устройства с направляющими по
рис.3.3,в представляют собой частный случай при
= 0.
ты, крепящие правую оп
ору (см.рис.3.2,8), рассчиты
ваются
так же, как в предыдущем механизме. Для разгрузки болтов от
большой осевой силы целесообразно предусмотреть два
диаметрально расположенных
штифт
а, плотно установленных в
отверстия и работающих на срез.
Проектирование рез
ьбового соединения станины с основа
нием
выполня
ется аналогичным путем. Различие з
аключается лишь
в том
что внешней нагрузкой на соединение, входящей в фор
мулу (3.1),
следует считать поперечную силу (
где
из табл.1.2 для
случая отсутствия сма
зки.
Вследствие того, что вра
щение винта осуществляется
относите
льно редко, при определении диамет
а маховичка можн
читать допустимым одновременное приложение усилил Р
300 Н
двух рабочих. Из
за неудобства работы двух человек
суммарное усилие следуе
т считать рапным 0,9ξ2ξ303 = 540 Н.
4. ВИНТОВЫЕ ПРИВОДЫ
4.1. Привод системы реверса машины (схема 7)
Винтовой привод (рис.4.1) состоит из винта I, махович
ка 4,
гайки
и станины 6. При вращении винта гайка переме
щается
поступательно и ее пальцы 3, вхо
дящие в прорези рычага 2, повора
чивают последний, пре
одолева
приложенный к нему
момент сопротивле
ния
В рассматриваемой
конструкции при вращении
винта, кроме трения в р
ез
ьбе и
пяте, необхо
димо
преодолевать тре
ние между
пальцами гай
ки и рычагом.
оворот рычага сопровождает
ся изменени
ем осевой силы
и суммарного напряжения в
винте
C
где
'
U
напряжения
сжатия и изгиба.
Максимальное значение
0
T
Q

(4.1)
Внутренний диаметр резьбы винта определяется зависи
мостью
[5]
, полученной из условия прочности
]
[
4
d

где
sin(
В выражении (4.3)
счетное значение угла пов
рота
рычага,
при котором величина
имеет максимальное значение. При
=0,5..
,
0
...
65
,
0
где
arctg
Угол трения
определяется по формуле
коэффициент
трения между пальцами гайки и рычагом, вы
бираемый из табл.1.2.
Так как
является функцией
, задачу прихо
дится решать
методом последовательных приближений.
Диаметр вала рычага δ
и шпоночное соединение можно
рассчитывать по формулам (2.6), (2.7), в которых Т =Т
При
нахождении [
] следует принимать
S] = 9...10,
ибо расчет по
формуле
.6) не учитывает изгиб вала силой
. Размеры ступицы
рычага определяются соотношениями (2.8).
Выбранное поперечное сечение рычага должно быть прове
рено
на прочность под действием изгибающего момента М
[
U
M



Готовые формулы для моментов сопротивления двутаврового и
таврового сечений можно найти в [
7]. &#x/MCI; 41;&#x 000;&#x/MCI; 41;&#x 000;Станина рассчитывается на изгиб с
срезом в сечении
2
U
Ý

и на из
гиб с растяжением в сечении Q ^^:
U

Напряжения в условиях прочности (4.5), (4.6) равны
A
Q
P
U
M
где А и W
площадь и момент сопротивления рассматри
мого
сечения.
Пренебрегая влиянием сил трени
между пальцами гайки и
рычагом, можно считать, что для сечения
Q
M
, α для
сечения
Q
M
, где
и Н
расстояния от оси винта до
тров тяжести С
и С
сечений.
Р
и
с
.
4
.
1
.
П
р
и
в
о
д
с
и
с
т
е
м
ы
р
е
в
е
р
с
а
м
а
ш
и
н
ы
Н
1
L
0
1
2
3
4
5
6
7
l
H
2
a
1
1
b
1
2
a
2
d
m
l
1
d
c
l
c
T
0
Для расчета резьбового соединения станины с основанием 7
(см.рис.4.1) нужно прежде всего, задавшись размерами В ,
определить усилие затяжки болта, обес
печивающее
нераскрытые стыка:
ÇÀÒ
, (4.7)
где
общее
число болтов; [
а
минимальное
необходимое напряжение сжатия
на стыке; А
пло
щадь и
момент сопро
тивления стыка; М
мент, стремящийся по
вернуть
станину отно
сительно оси х ,
прох
дящей через центр тяжести
площади стыка. Та
же, как и в
случае схемы 5, минимальное
расчетное значение
ÇÀÒ
я не
сп
ошного стыка
(см.рис.4.2)
1
B
A

2
4
6
BH
W
W
cm
(4.8)
где
5
H
В случае сплошного стыка
Из рис.4.2 след
ует, что в формуле (4.7) М=
Внешняя (рабочая) осевая нагрузка на болт равна
Q
y
My
W
Q
i
X
P
1
2
1
1

(4.9)
где
расстояние от оси
соответственно до
иболее
удаленного и i
го болта. Н
пример, для соеди
нения, изображе
нного
на рис.4.2
2
2
1
1
2
y
y
y
i
i
. Про
ектирование соединения
екомендуется начинать при
= 4.
асчетная нагрузка на болт
ÇÀÒ

где
χ
= 0,25
коэффициент внешней нагрузки.
Далее расчет пр
оизв
одится по формулам (2.4),
4.2. Поворотное устройство вала (схема 6)
Механизм (рис.4.3) предназначен для поворота вала I,
нагруженного
кру
тящим моментом Т
При вр
ащении махо
вичка 3 связанная с
ним гайка 4 пере
мещается
вдоль винта
5 и повора
вает
сидящий на валу
рычаг 2; в
этом случае
винт
ршает только
качательное движе
ние
вокруг оси
своей
нижней опо
ры.
Соединение гайки
с рычагом должно
быть таким,
чтобы
гайка имела
возможн
ость свободно поворачиваться относительно
рычага. Одна из
зновидностей такого соединения
предс
тавлена на рис.4.4. Здесь
между рычагом 4 и гайкой I
введе
на промежуточная втулка 2,
которая установлена
таким
образом,
чтобы гайка свободно
враща
лась относительно нее.
Своими торцами втулка (в
зависимос
ти от
направлен
момента
) может упираться либо в буртик на гайке I,
либо в
ша
йбу 5. С помощью двух резьбовых пальце
3 втулка 2
но с
оединена с концами рычага 4 и поэтому при вр
аще
нии
гайки
она п
еремещается только вдоль оси винта. Маховичок 7
соединён с г
айк
I при помощи шпонки 6. В осевом
направлении
ступица маховичка
зафик
сирована с одной
стороны
шайбой 5, а с
другой
шлицевой
айкой 8
(ГОСТ 11871
I], [4], которая имеет
Р
и
с
.
4
.
3
.
П
о
в
о
р
о
т
н
о
е
у
с
т
р
о
й
с
т
в
о
в
а
л
а
L
1
2
3
4
5
6
T
0
Р
и
с
.
4
.
2
.
К
р
а
с
ч
ё
т
у
р
е
з
ь
б
о
в
о
-
г
о
с
о
е
д
и
н
е
н
и
я
В
y
1
y
2
y
H
з
Н
Н
з
х
небольшую
высоту и удобна для
стопорения (см. шайбу по ГОСТ
I],[4]).
севая нагрузка Q
на винт
зависит от угла
его по
а
вокруг
оси 6 (см.рис.4.3). Наи
большее значение
T
Q
По этому усилию
рассчиты
ваются винт, гайка и пальцы 3.
Расчет пальцев выполняется так
же, как и стопорного винте в
схеме 2.
Диаме
тры
(см.рис.4.4)
представляют собой внутренний
и наружный диаметры кольцевой пяты и поэтому должны быть
связа
зависимостью
19). Момент трения на пяте определяется
формулой
Ввиду т
го, что
л (гайка) полый, а передаваемый мо
мент,
опре
деляется формулой (
.17), относительно мал, допускается
использование шпонки с сечением
, мень
шим
редусмотренного
стандартом.
Расчеты шпоночного и резьбового соединений, вала I и рычага 2
(см.π
χ.4.3) выполняются так же, как и в предыдущей схеме
Оче
вид
но, что в формулах (4.7),(4.9
) для рассматриваемого случая М
=0.
Ось нижней опоры винта (рис.4.5) работает на изгиб в двух
плоскостях. Наибольший изгибающий момент действует в среднем
сечении вала. Пренебрегая моментом в горизонтальной плоскости
, где Т
по формуле (
8), условие прочности оси
записывается в виде
[
32
0
d
M
U
где
Q
M
4
1
момент
вертикальной плоскости.
Толщина
основания винта мо
жет быть найдена из условия
d
Q
q
Учитывая, что скоро
сть поворота
винта мала, мож
но принимать
относитель
но большое значение [
] = (35...40)
Чтобы обеспечить одинаковые
условия
работы, толщину
проушины следует при
нимать равной
0,5δ
5. ЗАЖИМНЫЕ
МЕХАНИЗМЫ
Зажимные механизмы представляют собой один
видов
приспособлений для механической обработки и служат для за
крепления обрабатываемых деталей. Ниже рассмотрены некоторые
разновидности этих механизмов.
Настенн
й пресс для зажима труб (схема 9)
Пресс (рис.5
предназначен для за
жима тру
б
разног
диаметра
(на
пример,
при нарезании резь
бы). Для
удобства в работе
неподвижный
зажим I
снабжен
направляющими,
вдоль которых подвижный
зажим 2 перемещается
поступательно,
вращаясь.
Исходной вели
чино
для
расчетов
деталей на прочность
является момент Т
воздействующий на трубу
наибольшего диаметра.
Момент Т
должен быть
уравновешен моментом трения Т
между трубой и зажимами. Для
создания Т
необходимо приложить к зажимам со сто
роны винта
усилие Q
(рис.5.2). Условие равновесия трубы имеет вид
T
D
F
f
d
T
TP

Р
и
с
.
4
.
4
.
С
о
е
д
и
н
е
н
и
е
г
а
й
к
и
с
р
ы
ч
а
г
о
м
и
м
а
х
о
в
и
ч
к
о
м
1
2
3
4
5
6
7
8
2
1
Р
и
с
.
.
.
Н
а
с
т
е
н
н
ы
й
п
р
е
с
с
д
л
я
з
а
ж
и
м
а
т
р
у
б
1
2
2
1
где
нормальное усилие;
коэффициент трения, вы
бир
аемый из
табл.1.2 с учетом воз
мож
ности наличия
смазки на поверх
ности трубы;
то же, что
в формуле (3.1). Так как
cos

(5.2)
окончательно из (5.1), (5.2)
cos
Как правило,
= 90
Часть станины, в которой за
креплена гайка, проверяется на из
гиб моментом M
(см.рис.
.I) по формуле (4.4). Про
верка
прочности основания неподвижного
зажима производится по
формуле (4.4),
которой
. Рассчитываемым по
перечным
сечениям может быть придана форма тавра или двутав
5.2. Зажимное устройство для отрезки заготовок (схема 10)
Устройство состоит из станины
(рис.5.3), упора 3, подв
ижного
башмака 4 с закрепленной в нем гайкой 5 и вин
та 6. При вращении
винта гайка обеспечивает поступательное перемещение башмака,
зажимающего заготовку.
В рассматриваемом механизме, как и в устройстве
ме 6,
во избежание нагружения винта изгиб
ающим моментом баш
мак
должен перемещаться
напр
ав
щих. Устройство, изобра
женное
на рис.5.3, имеет направляющие типа "л
асточкина хвоста
и небольших усилиях зажимания (
Р < 15000 Н) можно
использовать направ
ляющие , представлен
ные на рис.3.2,в.
Один из вари
антов конструкции станины показан на рис.5.4.
Осевую силу на винте
разме
ры опорных поверх
ностей
башмака можно найти при
помощи за
висимосте
й (3.13), (3.19),
в которых следует принимать Н
со зна
ком минус*
= 0.
Резьбовое с
оединение уп
ора со станиной можно рассчиты
вать
по формулам
(4.7), (4.9),
(2.5),
учитывая,
что
здесь отсут
ствует
внешняя
сила, растягива
ющая крепежные
винты 2
(см.
рис.5.3),и,
сле
довательно,
формулах (4.7),
второ
член равен нулю.
Станина
жет
быть изготов
лена и
стали и чугуна. Ес
ли
станина стальная, и
усилие Р относительна
большое (Р >
1000
Н),
то упор может быть за
креплен
ри
мощи двух сварных швов. В каждом шве, имеющем
катет
и длину L, возникают
напряжения от си
Р(τ
момента М=РН
), равны
h
Ð
A
P
Ø
P
2
L
h
M
Ð
W
Ì
Ø
Ì
где
=0,7
высота опасного
(биссе
торн
ого)
сечения шва.
Пренебрегая (вследствие
малости) напряжением
, из
условия прочности можно на
йти необходимый катет шва
,
0
3
L
Ì
ê
допускаемое напряжение растяжения для соединя
емых
деталей.
Болты 7, кре
пящ
ие станину к основани
, испытывают дей
ствие
только момента, определяемого формулой (I
, поэтому их можно
выбрать конструктивно с ре
имеющ
ей диаметр несколько
ольший, чем у в
_________________________________________________________
Схема нагружения б
шмака
чае
ся от схемы рис.3.3 тем, что в рассматриваемом
случае ви
нт расположен ниже по
верхности
трения.
Р
и
с
.
5
.
2
.
К
о
п
р
е
д
е
-
л
е
н
и
ю
с
и
л
ы
Q
T
0
g
F
n
F
n
F
n
F
n
Q
Q
Р
и
с
.
.
.
З
а
ж
и
м
н
о
е
у
с
т
р
о
й
с
т
в
о
Н
1
Н
1
2
3
4
5
6
7
P
P
Р
и
с
.
5
.
4
.
С
т
а
н
и
н
а
. Зажим винтовой поворотный (с
II)
ротный зажим
(рис.5.
) является
тац
онарн
ым приспособ
разме
нным на
чной
плите 10.
Ненагру
ен
й рычаг 7 с
винтом 8 свобо
дно
поворач
ива
етс
на
штыре
ст
и 3. Отведя рычаг в
сторо
ну, собир
ют
свариваемые
детали, а затем,
установив ры
чаг
нужное положение, в
интом с помощью башмака 9
при
жимают
собранную конструкцию к сварочной плите и производят сварку.
Пренебрегая отно
сительно малыми напряжениями растяжения,
диаметр
штыря можно
найти
из условия его
прочности на
изгиб
д
ействием мом
ента М =
Ì
d
где
σ] определяется по
тери
м параграфа I.I.
Диаметр стойки, подвергающейся действию тех же нагру
зок,
можно выбрать конструктивно
Необходимую высоту штыря
найти из условия
прочно
сти
рабочих поверхностей на смятие.
Руководствуясь
рис.5.
6, легко получить
Ø
Ì
h
3
где [σ
макс
имальное д
опу
ска
емое
напряжен
ие, которое с учетом подвиж
ности
соединения
част
прило
жени
я нагрузки
рекомендуется прини
мать равным
(40
Высоту
опасного сечения
рычага можно
прини
ать равной
(см.рис.
.5)
,9...0,95)
Рычаг можно, выполнить либо
таврового, либо двутаврового сечения
(при
больших усилиях Q
10000 Н). Расчет рычаг
выполняется так же, как в схемах 7, 8, 9.
тикальное перемещение
рычага на стойке ограничивает
ся
снизу буртиком с
тойки, высота которого равна 0,
а сверху
шайбой L и шлицевой гайкой б (см.рис.4.4)
рной шайбой по
ГОСТ 11872
I]. Вместо гайки 6
можно
пользовать винт
ше
стигранно
й головкой, ввинчивае
мый в штырь.
инт должен
быть
застопорен либо
стопорной ш
айбо
носи
ком (ГОСТ 13465
I], либо пружинной
айбой (ГОСТ 5402
I], [4]. Диаметр резьбы
гайки или
винта можно
принимать равным δ=
...0,5)
Стойка
3 имеет относит
ельно небольшое
сечение, ее
основание
2 представляет собой
прямоуголь
ник
о значительно большей
лощадью, поэтому
лесообразно
стойку
и основание
выполнить
в виде
двух
отдельных деталей
соединить
при помощи
сварки
св
м шве
дейст
т напря
жения
от силы
и от
момента М=
Учитывая, что напряжение
мало по
сравнению
, и рассматривая
шов
как тонкостенное кольцо
(рис.5.7),
для
которого
C
X
W

], &#x/MCI; 26;&#x 000;&#x/MCI; 26;&#x 000;из условия прочности находим не
обхо
димый
катет шва
,
0
7
,
0
P
M
d
h
ê
где
τ] - см.параграф 5.2.
Болты I (см.рис.5.5) рассчитываются так
е, как в слу
чае схемы 7.
Р
и
с
.
5
.
5
.
З
а
ж
и
м
в
и
н
т
о
в
о
й
п
о
в
о
р
о
т
н
ы
й
1
2
3
4
5
6
7
8
9
1
0
d
ш
0
0
d
c
Р
и
с
.
5
.
6
.
К
р
а
с
ч
ё
т
у
ш
т
ы
р
я
/
2
d
ш
s
с
м
s
с
м
М
/
3
h
Р
и
с
.
5
.
7
.
К
р
а
с
ч
ё
т
у
с
в
а
р
н
о
г
о
ш
в
а
c
x
Л И Т Е Р А Т У Р А
УРЬЕВ
.И. Справочник конструктора
машиностроителя,
М.: Машиностроени
е, I9
ДАНИЛОВ
.К., АРТЕМЬЕВ Н.С., НОЗДРИ
А Т.А. Инженерна
ханика. Винтовые механизмы: Учебное пособие.
Л.: Изд.
ЛКИ,
ДМИТРИЕВ В.А. Детали машин. Л.: Судостроение,
ДУНАЕВ П.Ф., ЛЕЛИКОВ О.П. Детали малин. М.:
ысш. школа,
КАШЕВ Г.Ф., АРТЕМЬЕВ Н.С. Проектирование Китовых
меха
низмов: Учебное пособие.
.: Изд.
ЛКИ,
РЕ
ЕТОВ Д.Н. Детали машин. М.: Машиностроение, 1974.
Справочник металлиста/ Под ред.
С.Л.
Чернавског
.: Маши
ностроение. Т.2, 1958.
Справочн
ик металлиста/ Под ред.
С.А.Чернав
кого.
.,: Маши
ностроение, Т.4, 1958.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Винтовые подъемные устройства
………………………………….
ой домкрат (схема I)
…………………………………..
Домкрат на салазках (схема 2)
……………………………..
Нажимные ус
тройства
……………………………………………...
Двух
тоеч
й винтовой пресс (схема 3)
………………….
Пресс с односторонней станиной (схема 4)
………………3
Натяжные устройства
………………………………………………
Натяжное устройство транспортера (схема
5)……………
Привод натяжног
о устройства (схема 6)
………………….
Винтовые приводы
…………………………………………………
Привод системы реверса машины (схема
7)……………...
Поворотное устройство вала (схема 8) ......
.........................
. Зажимные механизмы
……………………………………………...
стенный пресс для зажима труб (схема
9)……………..
Зажимное устройство для отрезки
заготовок
(схема
Зажим винто
ой поворотный (схема I
)…………………..50
Литература
……………………………………………………………..

Приложенные файлы

  • pdf 1082636
    Размер файла: 681 kB Загрузок: 0

Добавить комментарий