1.2. Расчёт прочих деталей винтового механизма

1.2.1. Разработка опорных узлов винтового механизма

Начиная с этой стадии, приступают к вычерчиванию сборочного чертежа винтового механизма. Первоначально вычерчивание рекомендуется производить на миллиметровке в масштабе 1:1. Вычерчивание начинают с гайки и винта в сборе.

Результат каждой последующей разработки наносится на чертеж, и, если полученные соотношения оказываются неудачными, их тут же изменяют.

Типовые конструкции опорных узлов представлены на рис 1.9. Кольцевая пята (рис. 1.9а) является наиболее простой конструкцией опорного узла. Основные его размеры можно выбирать по рекомендуемым [2] соотношениям.

В _Г =(1,5…2,0) d; d_В =(1/3…1/2)d;

d_H =1,8 d; D_H =(2,4 ... 2,5)d . (1.22)

Выбранные размеры следует округлять до стандартных. При необходимости от рекомендуемых соотношений можно отступать.

Недостатком кольцевой пяты является значительный по величине мо­мент трения в торце:

T_Т = 1 / 3 F_B∙f (d_H³ - d_B³) / (d_H² - d_B²) , (1.23)

где f – коэффициент трения в пяте.

Для случая трения остальных, обработанных, редко смазываемых по­верхностей можно принимать f =0,15. ..0,18.

При сплошной пяте (рис. 1.9 б) момент трения уменьшается за счет расположения поверхности трения вблизи оси вращения, т. е. за счет уменьшения приведенного радиуса трения, который в этом случае (d_в=0).

r = d_П / 3.

Тогда момент трения в торце для сплошной пяты

T_Т = F_В f d_П / 3. (1.24)

Диаметр пяты можно брать из соотношения

d_П = (1/2 ... 2/3) d . (1.25)

При этом момент трения для сплошной пяты будет в 2,5 -3 раза меньше, чем кольцевой пяты. Поверхность трения сплошной пяты полу­чается меньше кольцевой. Чтобы ограничить износ, конец винта и наконечники рекомендуется калить до твердости HRC=35…40.

Пята с упорным шарикоподшипником (рис. 1.9в) обеспечивает минимальную величину момента трения.

Момент трения в подшипниках качения подсчитывается через условный коэффициент трения f=0,01. ..0,02. При этом условным радиусом трения считается половина внутреннего посадочного диаметра подшипника d_П1. Диаметр d_П1 и другие размеры подшипника необходимы для вычерчивания, их выбирают по нагрузке (1,2 ÷ 1,3) F_В из таблиц на стандартные упорные шарикоподшипники [1,2] .

Допустимо применение подшипников с избыточной грузоподъёмностью.

Момент трения пяты с упорным шарикоподшипником:

Т_Т = F_В∙f_усл∙d_П1 /2. (1.26)

Моменты трения, подсчитываемые по формулам (1.23), (1,24) и (1.26), необходимы для дальнейшего расчета винтового механизма. Тип конструк­ции опорного узла выбирается по усмотрению конструктора.

1.2.2. Разработка узла рукоятки

Расчет узла рукоятки (см. рис. 1.9а) сводится к определению ее дли­ны (L_рук) и диаметра (d_р). Сначала подсчитывают момент на рукоятке:

Т_рук = Т_рез + Т_т / U, (1.27)

где U – передаточное число зубчатой передачи, если она предусмотрена между рукояткой и винтом для выигрыша в усилии на рукоятке.

Коническая передача, кроме того, позволяет изменять положение оси вращения рукоятки. Передаточное число U подсчитывается как от­ношение числа зубьев колеса z₂ к числу зубьев шестерни z₁. Если в винтовом механизме зубчатая передача не предусмотрена, то в формуле (1.27) U = 1.

В винтовых механизмах, имеющих одновременно правую и левую резьбу, торцевое трение отсутствует. Для таких механизмов момент на ру­коятке

Т_рук = 2Т_рез. (1.28)

Зная Т_рук, можно определить расчетную длину рукоятки как

L_рук = Т_рук / Q_раб  100 см, (1.29)

где Q_раб – усилие рабочего на рукоятке, принимаемое по табл. 1.8.

Таблица 1.8

Рекомендуемые усилия рабочего на рукоятке винтовых механизмов

Режим работы	Qраб (Н)
Непрерывная работа Периодическая работа Кратковременная работа То же в исключительных случаях	До 120 До 160 До 240 До 300…400

Для уменьшения L_рук предусматривают работу одновременно двух рабочих. Чтобы учесть неравномерность их работы, усилие 2 Q_раб умножают на коэффициент неравномерности работы 0,8. Короткие рукоятки делают сплошными. При значительной длине рационально применять трубчатую рукоятку, подобно показанной на рис. 1.9а.

Сечение рукоятки рассчитывают на изгиб по схеме консольной балки по формуле

, (1.30)

где L_рук = l_к – расчетная длина консоли; [_и] –допустимое напряжение изгиба для материала рукоятки; d_р / d₀ – отношение внутреннего диаметра трубы к её наружному диаметру, выбирают из таблиц справочников. Для сплошных рукояток d_р=0.

А

А - А

А

~30⁰

~100⁰

Рис. 1.10. Качающаяся рукоятка с трещоткой

Если размеры и расположение винтового механизма не допускают удобного его обслуживания обычной рукояткой, то применяют качающуюся рукоятку с трещоткой (рис. 1.10). При стеснённых условиях работ такая конструкция позволяет заменить вращательное движение касательным. Реверсирование движения рукоятки достигается переключением собачки из одного положения в другое.

Отверстие в рукоятке трещотки принимают в соответствии с найденным d₀ из расчета на изгиб по формуле (1.30). Наружный диаметр рукоятки принимают равным 1,5 d_р. Затем полученное сечение проверяют на изгиб.

Рукоятка с трещоткой крепится на головке грузового винта с по­мощью шпонки или «квадрата».

Зубья храпового колеса технологически целесообразно получать простой дисковой фрезой. Изготовленные таким способом зубья показаны на рис. 1.10. Толщину храпового колеса, количество зубьев, глубину и ширину впадин и размеры боковых щек трещотки выбирают конструктивно.

Зубья храпового колеса проверяют на смятие и изгиб по методике, применяемой при расчёте шлицевых соединений. Ось собачки рассчитывают на смятие и изгиб как двухопорную балку. Нагрузка на ось определяется как окружное усилие на средней окружности храпового колеса и принимается равномерно распределённой по длине соприкосновения оси с телом собачки. Подробнее расчет трещотки винтового механизма изложен в [1].