1.2 Техническая характеристика подъемника - прототипа

Грузоподъемность - 5000 кг; Максимальная высота подъема - 1500 мм; Скорость подъема - 1 м/мин; Мощность приводного электродвигателя - 4 кВт; Напряжение питания - 220/380 В, 50 Гц;

Размеры домкрата:

- длина - 5000 мм;

- ширина - 3150 мм;

- высота - 1650 мм;

Расстояние между краями наездных балок:

- наружными - 1650 мм;

- внутренним - 1100 мм; Вес подъёмника - ок. 920 кг.

В соответствии с заданием на курсовое проектирование были изменены технические характеристики проектируемого оборудования: грузоподъёмность – 5500 кг; высота подъёма – 1750 мм; скорость подъёма – 2,5 м/мин; 4 несущих приводных винта; материал гайки – бронза; между двигателем и цепной передачей – зубчатый редуктор с цилиндрической прямозубой передачей; передаточное число цепной передачи

2. Проектирование и расчет привода

2.1 Расчет электромеханического привода подъемника

1. Составляем расчетную схему четырёхстоечного электромеханического подъемника (прототип - подъемник SDO-5) (см. рисунок 2.1) с указанием действующих сил.

1-электродвигатель; 2,3-опоры болта; 4-цепная передача; 5-гайка; 6-подъемная часть; 7-винт; 8-поднимаемый автомобиль; 9-муфта; 10-редуктор

Рисунок 2.1 – Расчетная схема четырёхстоечного электромеханического подъемника (прототип - подъемник SDO-5)

2. Определяем вес подымаемого груза и максимальное значение расчётной силы

Вес поднимаемого груза определяется по формуле:

(2.1)

где - это масса поднимаемого автомобиля, кг; - ускорение свободного падения.

Масса поднимаемого автомобиля равна 5500 кг, тогда вес будет равен:

Максимальное значение расчетной силы определяется по формуле:

(2.2)

где - коэффициент перегрузки.

3. Определяем осевую нагрузку Q, действующую на каждый приводной винт

(2.3)

где – число несущих приводных винтов, .

4. Выбираем материал грузового винта и гайки.

В качестве материала винта выбираем закаленную качественную углеродистую сталь 45 по ГОСТ 1050-88, а для уменьшения трения и износа резьбы гайки в качестве материала выбираем бронзу БрОФ10-1 по ГОСТ 613-79.

5. Определяем средний расчетный диаметр резьбы d₂', мм,

(2.4)

_где - среднее допускаемое давление между рабочими поверхностями витков винта и гайки, - для материала пары «винт-гайка» закаленная сталь-бронза; - коэффициент высоты гайки;

(2.5)

где - высота гайки, мм; так как гайка цельная коэффициент высоты гайки принимаем ; - коэффициент высоты резьбы;

(2.6)

где Н₁ - рабочая высота профиля, мм; Р - шаг резьбы, мм; для трапецеидальной резьбы . Профиль трапецеидальной резьбы представлен на (рис. 2.2).

d – наружный диаметр наружной резьбы (винта); d₂ – средний диаметр наружной резьбы; d₃ - внутренний диаметр наружной резьбы; D₁ – внутренний диаметр внутренней резьбы (гайки); D₂ – средний диаметр внутренней резьбы; D₄ – наружный диаметр внутренней резьбы; Р – шаг резьбы; Н₁ – рабочая высота профиля резьбы

Рисунок 2.2 – Номинальные профили резьбы винта и гайки трапецеидальной однозаходной резьбы (по ГОСТ 9484-81)

6. Определяем внутренний расчетный диаметр резьбы винта , мм из условия прочности на растяжение с учетом кручения

(2.7)

где =1,3 - коэффициент, учитывающий влияние напряжений кручения в сечении винта; - допускаемые напряжения растяжения, МПа, для выбранного материала винта .

7. Выбираем диаметр винта трапецеидальной резьбы из условия d₂ ≥d₂' и d₃ ≥d₃'. Шаг винта Р выбирают, ориентируясь на значения Р для выбранного d_2.

Выбираем винт со средним диаметром d₂ = 23,5 мм и шагом Р = 5 мм, внутренним диаметром винта d₃ = 20,5 мм, наружным диаметром винта d = 26 мм.

Обозначение выбранной трапецеидальной резьбы: для винта - Tr 26x5 - 7е, для гайки – Тr26x5 - 7Н. Резьбовое соединение винт - гайка обозначается - Тr 26x5 - 7Н/7е, где 26 – наружный диаметр трапецеидальной резьбы, мм; 5 – шаг, мм; посадка 7Н/7е соединения с зазором, 7 класс точности резьбы.

8. Проверяем условие самоторможения резьбы

(2.8)

где - угол подъема винтовой линии резьбы, градус; - приведенный угол трения, градус; f = 0,11 - коэффициент трения скольжения в паре выбранных материалов; = 30° - угол профиля трапецеидальной резьбы.

Условие самоторможения обеспечивается.

9. Определяем момент трения в витках винта, Н*мм,

_(2.9)

10. Определяем размеры гайки:

1) Высота гайки Н_Г, мм

_(2.10)

2) Число витков в гайке:

(2.11)

Максимальное число витков z_max ≤ 10...12. Принимаем z = 8, а высоту гайки Н_Г =8 ∙ 5 = 40 мм.

3) Наружный диаметр гайки из расчета на прочность при растяжении с учетом кручения D_гн, мм,

(2.12)

где d - наружным диаметром винта, - допускаемые напряжения растяжения для выбранного материала гайки

Из ряда нормальных линейных размеров (ГОСТ 6636-69) принимаем D_гн =36 мм.

4) Для гайки, выполненной с заплечиком (рис. 2.3) определяется наружный диаметр заплечика из условия прочности на удельные давления D₃, мм,

(2.13)

где [q]' = 45-50 МПа - допускаемые удельные давления для выбранного материала гайки; , где с - размер фаски, принимаем с = 4 мм.

Также определяется высота заплечика h₃, мм,

(2.14)

Проверяется условие прочности заплечика на срез

(2.15)

_где - расчетное напряжение среза, МПа; - допускаемое напряжение среза для выбранного материала гайки.

Для материала гайки – бронза и

Из ряда нормальных линейных размеров (ГОСТ 6636-69) принимаем

h₃ = 0,20 ∙ 40 = 8

_{Из ряда нормальных линейных размеров} (ГОСТ 6636-69) принимаем h₃ = 8 мм.

Условие прочности заплечика на срез выполняется.

11. Определяем момент трения на опорной поверхности гайки

(2.16)

1 – гайка с заплечикком, 2 – винт

Рисунок 2.3 – Передача винт – гайка скольжения

12. Определяем условие непроворачиваемости гайки в корпусе. Для этого необходимо, чтобы

(2.17)

Для примера условие выполняется - 31965,1 Н ∙ мм < 38368,2 Н ∙ мм.

13. Расчёт винта на устойчивость

Выполняем расчёт винта на устойчивость по условию [3]:

(2.18)

где - критическая сила, Н; - допустимый коэффициент запаса устойчивости, .

(2.19)

где - модуль упругости материала винта, для стали ; - момент инерции поперечного сечения винта, мм⁴; - максимальное расстояние между гайкой и опорой винта, мм; - коэффициент длины, - для одного защемлённого конца винта и второго конца в шарнирной опоре, который может смещаться в осевом направлении.

Момент инерции поперечного сечения:

(2.20)

(2.21)

где - высота подъема, мм; - высота гайки, мм.

Тогда:

Теперь находим :

Так как устойчивость винта не обеспечивается, то необходимо увеличить диаметр ходового винта и повторить расчёты начиная с п. 7 раздела 2.

7. Так как устойчивость винта не обеспечивается, то выбираем винт со средним диаметром d₂ = 35 мм и шагом Р = 6 мм, внутренним диаметром винта d₃ = 31 мм, наружным диаметром винта d = 38 мм.

Обозначение выбранной трапецеидальной резьбы: для винта - Tr 38x6 - 7е, для гайки – Тr38x6 - 7Н. Резьбовое соединение винт - гайка обозначается - Тr 38x6 - 7Н/7е, где 38 – наружный диаметр трапецеидальной резьбы, мм; 6 – шаг, мм; посадка 7Н/7е соединения с зазором, 7 класс точности резьбы.

8. Проверяем условие самоторможения резьбы

Условие самоторможения обеспечивается.

9. Определяем момент трения в витках винта, Н*мм,

10. Определяем размеры гайки:

1) Высота гайки Н_Г, мм

2) Число витков в гайке:

Максимальное число витков z_max ≤ 10...12. Принимаем z = 9, а высоту гайки Н_Г =9 ∙ 6 = 54 мм.

3) Наружный диаметр гайки из расчета на прочность при растяжении с учетом кручения D_гн, мм,

Из ряда нормальных линейных размеров (ГОСТ 6636-69) принимаем D_гн =48 мм.

4) Для гайки, выполненной с заплечиком (рис. 2.3) определяется наружный диаметр заплечика из условия прочности на удельные давления D₃, мм,

Для материала гайки – бронза и ,

Из ряда нормальных линейных размеров (ГОСТ 6636-69) принимаем

Высота заплечика h₃, мм,

h₃ = 0,20 ∙ 54 = 10,8

_{Из ряда нормальных линейных размеров} (ГОСТ 6636-69) принимаем h₃ = 11 мм.

.

Условие прочности заплечика на срез выполняется.

11. Определяем момент трения на опорной поверхности гайки

12. Определяем условие непроворачиваемости гайки в корпусе.

Условие непроворачиваемости гайки в корпусе выполняется.

13. Расчёт винта на устойчивость

Момент инерции поперечного сечения

_{Максимальное расстояние между гайкой и опорой винта,} мм,

Тогда критическая сила

Теперь находим :

Устойчивость винта обеспечивается.

14. Выполняем проверку винта на прочность. Необходимо, чтобы выполнялось условие

(2.22)

_{где Т - крутящий мом}ент в опасном сечении винта, Н∙мм; ; - допускаемые напряжения растяжения, для выбранного материала винта.

Прочность винта обеспечивается.

15. Определяем КПД передачи винт-гайки скольжения

(2.23)

где =0,8…0,95 - коэффициент, учитывающий потери мощности на трение в опорах винта.

Принимаем =0,9

.

16. Скорость подъема автомобиля v, м/с,

Скорость подъема задана по условию: v = 2,5 м/мин = 0,042 м/с.

17. Определяем требуемую частоту вращения винта п_в, мин^-1, из зависимости для однозаходных винтов

(2.24)

где Р - шаг винта, мм; v - скорость подъема, м/с.

18. Определяем мощность на ходовом винте N, Вт,

(2.25)

.

19. Определяем требуемую мощность электродвигателя , кВт,

(2.26)

где - КПД электромеханического привода. Для схемы на (рис. 2.1) , где - КПД муфты соединительной; - КПД закрытой зубчатой передачи;

- КПД цепной передачи.

20. Выбираем электродвигатель для привода, исходя из требуемой мощности электродвигателя и частоты вращения грузового винта. Необходимо, чтобы выполнялось условие

(2.27)

Исходя из расчета выбираем электродвигатель АИР112МВ8 по ТУ16—525.564—84 с .

21. Определяем требуемое передаточное число зубчатого редуктора и цепной передачи

Передаточное число цепной передачи заданно по условию:

Требуемое передаточное число зубчатого редуктора

(2.28)

22. Расчёт зубчатой передачи редуктора (проектный и проверочный)

Исходные данные:

а) зубчатый редуктор с цилиндрической прямозубой передачей;

б) передаточное число

в) расположение зубчатых колес относительно опор: симметричное;

г) кратковременная перегрузка К_П = Т_пик/T_max = 1,7;

д) типовой режим нагружения – 3 (средний нормальный);

е) расчетный срок службы L_h = 20·10³ ч.

Быстроходный вал:

частота вращения n₁ = n_ном = 709 мин^-1;

угловая скорость

мощность

вращающий момент на валу

Тихоходный вал:

частота вращения n₂ = = 420 мин^-1;

угловая скорость

мощность

_{вращающий момент валу}

1) Выбор варианта термообработки зубчатых колёс и определение твердости активной поверхности зубьев.

Принимаем I-й вариант термообработки по табл.1П.6 приложение 1П [2] т.к. Т₂ < 1400 Н∙м;

Термообработка шестерни – улучшение, твердость поверхности 269…302 HB;

Термообработка колеса – улучшение, твердость поверхности 235…262 HB;

Марка стали одинакова для шестерни и колеса: 45; 40Х; 40ХН.

Средняя твёрдость активных поверхностей зуба:

НВ; (2.29)

НВ; (2.30)

2) Определяем допускаемые контактные напряжения при расчёте зубчатой передачи на сопротивление контактной усталости

Придел контактной выносливости :

МПа; (2.31)

МПа; (2.32)

Коэффициент запаса прочности (табл.1.П9) для т.о. улучшение:

; (2.33)

Базовое число циклов нагружения :

(2.34)

(2.35)

Эквивалентное число циклов напряжений за расчетный срок службы передачи определим по формуле:

(2.36)

(2.37)

Определяем коэффициент долговечности:

Так как , то (2.38)

Так как , то (2.39)

Коэффициенты долговечности не превышают при S_N =1,1.

Допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса:

МПа; (2.40)

МПа; (2.41)

Минимальная величина допускаемых контактных напряжений: МПа.

3) Определение межосевого расстояния

По табл. 1П.11 приложение 1П [2] принимаем коэффициент ;

Коэффициент :

(2.42)

По кривой V табл. 1П.12 приложение 1П [2] в зависимости от принимаем коэффициент .

Коэффициент - для прямозубой цилиндрической передачи.

Межосевое расстояние

(2.43)

Принимаем по табл. 1П.13 приложение 1П [2] стандартное значение .

4) Определение модуля передачи, чисел зубьев шестерни и колеса

Нормальный модуль выбираем исходя из следующего условия

мм,

Принимаем по табл. 1П.14 приложение 1П [2] стандартное значение .

Число зубьев:

(2.44)

Число зубьев шестерни:

(2.45)

Принимаем Z₁=57.

Число зубьев колеса:

(2.46)

Коэффициент смещения .

Фактическое передаточное число рассчитываемой передачи:

(2.47)

Отклонение от

; (2.48)

5) Определение основных размеров шестерни и колеса

(2.49)

(2.50)

Проверка:

(2.51)

(2.52)

(2.53)

(2.54)

(2.55)

(2.56)

(2.57)

Рабочая ширина передачи

_(2.58)

Ширина венца колеса

_(2.59)

Ширина венца шестерни

_(2.60)

Окончательно коэффициент

(2.61)

Что не превышает .

6) Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала для их изготовления

Диаметр заготовки шестерни

_(2.62)

_{Условие пригодности заготовки шестерни}

(2.63)

где по табл. 1.П7 приложение 1П [2] для стали 40Х при т.о. улучшение для твердости поверхности 269…302 НВ, что больше .

Таким образом, для изготовления шестерни принимаем сталь 40Х.

Выбираем материал для изготовления колеса. Для этого определим толщину заготовки диска колеса и толщину заготовки обода .

_(2.64)

_(2.65)

Наибольшую из величин и (в нашем случае величину ) сравниваем для той же марки стали, что и для шестерни по табл. 1П.7 приложение 1П [2] при т.о. улучшение для твердости поверхности 235…262 НВ с . Условие выполняется. Таким образом, для изготовления колеса также подходит сталь 40Х.

7)Определим степень точности передачи

Окружная скорость шестерни и колеса в полюсе зацепления:

_(2.66)

Для прямозубых цилиндрических передач по табл. 1П.15 приложение 1П [2] выбираем 8-ю степень точности.

8) Уточняем допускаемое контактное напряжение при проверочном расчёте на сопротивление контактной усталости.

На основании рекомендаций принимаем параметр шероховатости Ra = 3,2 мкм и коэффициент Z_R = 0,9. Коэффициент Z_V = 1, т.к. < 5 м/с.

МПа; (2.67)

МПа; (2.68)

9) Определение сил, действующих в прямозубом зацеплении

Окружная сила :

_(2.69)

При этом для шестерни и колеса:

Радиальная сила для шестерни и колеса:

_(2.70)

10) Определение коэффициента нагрузки . При расчёте на сопротивление контактной усталости

(2.71)

Коэффициент – для прямозубых передач;

Коэффициент , по кривой V табл.1П.12 приложение 1П [2];

Коэффициент , по табл.1П.17 приложение 1П [2];

Коэффициент , по табл.1П.18 приложение 1П [2].

Тогда динамическая добавка

(2.72)

Коэффициент :

Окончательно

11) Проверочный расчёт передачи на сопротивление контактной усталости.

Для стальных зубчатых колес коэффициент , учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев:

Коэффициент , учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых передач без смещения:

Коэффициент торцового перекрытия зубьев для прямозубой передачи приблеженно можно определитьпо формуле:

(2.73)

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубой передачи:

(2.74)

Расчетное значение контактного напряжения

(2.75)

Сопротивление контактной усталости обеспечивается, так как выполняется условие:

.

12) Определение допускаемого напряжения изгиба при расчёте зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

По табл. 1П.9 приложения 1П [2] для тормообработки улучшение предел выносливости при изгибе и коэффициент запаса :

Определяем предел выносливости зубьев и :

(2.76)

(2.77)

Коэффициент запаса .

Коэффициент приведения по табл. 1П.8 приложения 1П [2] для номера типового нагружения 3 для (т.к. Н₁<350НВ).

Эквивалентное число циклов напряжений за расчетный срок службы часов

(2.78)

(2.79)

Так как , то ;

Так как , то .

_{Для индивидуального привода принимаем коэффициент (привод нереверсивный).}

Допускаемое напряжение изгиба на переходной поверхности зуба

(2.80)

(2.81)

13) Определяем коэффициент нагрузки

Коэффициент – для прямозубых передач.

Коэффициент , по кривой V табл.1П.12 приложение 1П [2];

Коэффициент , по табл.1П.17 приложение 1П [2];

Коэффициент , по табл.1П.18 приложение 1П [2].

Тогда динамическая добавка

(2.82)

Коэффициент :

Окончательно

14) Проверочный расчет передачи на сопротивление усталости зубьев при изгибе.

Коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

(2.83)

(2.84)

Расчётные напряжения при изгибе:

(2.85)

(2.86)

Сопротивление усталости зубьев шестерни и колеса при изгибе обеспечивается.

15) Проверочный расчёт передачи на контактную прочность активных поверхностей зубьев в момент действия пиковой нагрузки.

По табл. 1П.9 приложения 1П [2] предельно допускаемое контактное напряжение :

_(2.87)

(2.88)

где - для стали 40Х при т.о. улучшение для твердости поверхности 269…302 HB;

- для стали 40Х при т.о. улучшение для твердости поверхности 235…262 HB.

В качестве расчётной принимаем наименьшую величину

Максимальное контактное напряжение при кратковременной перегрузке

(2.89)

Изгибная прочность при кратковременной перегрузке обеспечивается, так как

_.

16) Проверочный расчёт передачи на прочность зубьев при изгибе пиковой нагрузкой.

По табл. 1П.9 приложения 1П [2] предельно допускаемое напряжение изгиба :

_(2.90)

(2.91)

Максимальное напряжение изгиба при кратковременной перегрузке:

(2.92)

(2.93)

Статическая поломка зубьев при кратковременной перегрузке будет отсутствовать, так как выполняется условия:

(2.94)

(2.95)

23. Выбор муфты

Определяем диаметр концевого участка быстроходного вала, мм,

(2.96)

где - вращающий момент на быстроходном (входном) валу, Н∙м; .

Так как быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя посредством муфты, то должно быть выдержано соотношение:

где - диаметр конца вала электродвигателя АИР112МВ8 табл. 1П.2 приложения 1П [2].

По ГОСТ 12080-66 на цилиндрические концы валов табл. 2П.1 приложения 2П [2] принимаем диаметр конца вала

Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ 21424-93 табл. 2П.39 приложения 2П [2]. Муфта МУВП соединяет вал электродвигателя АИР112МВ8 диаметром с концом быстроходного вала редуктора диаметром

Расчётный вращающий момент,

(2.97)

где - коэффициент режима нагрузки (автомобильный подъёмник); - вращающий момент на валу муфты; - номинальный вращающий момент, передаваемый муфтой.

Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту с номинальным крутящим моментом

Данная муфта подходит, так как выполняется условие

Обозначение муфты МУВП с номинальным крутящим моментом одна из полумуфт диаметром d = 32 мм, исполнение 1, другая диаметром d = 32 мм исполнения 2, климатическое исполнение У (работа в районах с умеренным климатом) категория размещения 3 (работа в закрытом помещении):

Муфта упругая втулочно-пальцевая

250-32-1-32-2 У3 ГОСТ 21424-93.

24. Расчёт цепной передачи

1) Выбор типа приводной цепи. В цепных передачах применяют приводные роликовые, втулочные и зубчатые цепи. Изначально ориентируемся на роликовую однорядную цепь серии ПР (ГОСТ 13568-75).

2) Выбор чисел зубьев звёздочек. В нашим случае размер ведущей и ведомой звёздочек одинаковы, так как передаточное число цепной передачи:

Число зубьев звездочек цепи

(2.98)

_{Принимаем} и

3) Определение коэффициента эксплуатации . По таблице 1П.26 приложения 1П [2]:

а) коэффициент динамической нагрузки (нагрузка равномерная или близка к ней);

б) коэффициент межосевого расстояния ;

в) коэффициент наклона передачи к горизонту (передача горизонтальная);

г) коэффициент способа регулировки натяжения цепи (натяжение цепи не регулируется);

д) коэффициент смазки и загрязнения передачи (производство запыленное);

е) коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течении суток (работа в две смены).

Тогда коэффициент эксплуатации

(2.99)

4) Определение коэффициентов и . Число зубьев малой звездочки типовой передачи принимается только табл.1П.27 приложение 1П [2]. Число зубьев малой звездочки проектируемой передачи

Тогда коэффициент числа зубьев

(2.100)

Частота вращения малой звездочки проектируемой передачи . Ближайшая частота вращения малой звездочки типовой передачи (табл.1П.27 приложение 1П) [2].

Тогда коэффициент частоты вращения

(2.101)

5) Выбор цепи. Расчётная мощность, передаваемая однорядной цепью для проектируемой передачи

(2.102)

где - мощность на валу ведущей звездочки.

Ближайшей большей допускаемой расчетной мощностью по табл. 1П.27 приложения 1П [2] при и является для однорядно цепи ПР-19,05-31800 с шагом

Определим делительные диаметры звездочек:

(2.103)

Определим скорость цепи

(2.104)

По табл. 1П.28 приложения 1П [2] при назначаем для цепи густую внутришарнирную смазку (качество смазки II).

6) Силы в цепной передачи.

Окружная сила

(2.105)

По табл. 1П.30 приложения 1П [2] коэффициент провисания цепи при горизонтальном ее расположении

По табл. 1П.28 приложения 1П [2] масс 1 м цепи ПР с шагом составляет 1,9 кг, т.е. погонная масса

Натяжение цепи от центробежных сил

(2.106)

_{Нагрузка на валы цепной передачи}

_(2.107)

где - при горизонтальной передаче и угле наклона передачи ≤ 40^о.

Сила направлена по линии, соединяющей центры звездочек.