Двухстоечный подъемник ПС3 с расчетом передачи и проверкой винта

Винт.cdw

Угол подъема винтовой линии
Степень точности по ГОСТ 3675-В1
Средний диаметр резьбы
Сталь 45 ГОСТ 1050-74

Стойка моторная.cdw

технической механики

Шестерня.cdw

Неуказанные радиусы внутренних закруглений и переходов
обеспечиваются технологией изготовления при отливке деталей.
Сталь 45 ГОСТ 1050-74
Делительный диаметр d
Коэффициент смещения - 0
Степень точности - 8-B

Сборка спецификация.spw

Шайба 12 ГОСТ 6402-70
Подшипник 46308 ГОСТ 831-75
Подшипник 308 ГОСТ 8338-75

Записка моя.docx

Расчет передачи на износостойкость и проверка винта на прочность и устойчивость 5
Расчет зубчатой передачи 8
Выбор и проверка шпоночных соединений . 13
Подбор и проверка подшипников .14
Список литературы .. .. 15
Подъемник двухстоечный ПС3 предназначен для подъёма автомобилей собственной массой до 4000кг на максимальную высоту не более 2000 мм над уровнем пола при выполнении ремонтных работ.
Подъемник рассчитан на эксплуатацию внутри производственных помещений с температурой окружающей среды от +1ºС до +35ºС при относительной влажности воздуха не выше 80% при температуре +25ºС и соответствует исполнению УХЛ категории размещения 4 по ГОСТ 15150-69.
Целью курсовой работы является получение навыков по разработке комплекта узлов электромеханического двухстоечного подъемника.
Грузоподъемность 4 т
Высота подъёма груза 2 м
Скорость подъёма груза 006 мс
Расчет передачи на износостойкость и проверка винта на прочность и устойчивость. Выбор основных параметров и расчетных коэффициентов.
В передаче винт — гайка резьбу рассчитывают на смятие и срез а винт — на сжатие (растяжение) и кручение (иногда дополнительно на изгиб). Практика расчетов и эксплуатации передачи винт — гайка показала что выполнение условия прочности не обеспечивает долговечности винтовой пары и устойчивости сжатого длинного винта. Для резьбы передачи опасны не смятие и срез а износ который происходит тем интенсивнее чем выше давление между витками резьбы винта и гайки. Кроме того для длинных сжатых винтов опасна потеря устойчивости — возникновение продольного изгиба.
Как показывают сравнительные расчеты винтовых пар решающим фактором является износостойкость резьбы. По этому условию ограничивая давление
р [р] в резьбе выполняют проектировочный расчет винтовой пары. Проверку винта проводят на прочность и устойчивость. Для обеспечения износостойкости резьбы необходимо чтобы давление в резьбе не превышало допускаемого значения определяемого в основном свойствами материалов винта и гайки:
Вес поднимаемого груза определяется по формуле:
где т - это масса поднимаемого груза кг.
Масса поднимаемого груза равна 4000 кг тогда вес будет равен:
Максимальное значение расчетной силы определяется по формуле:
где - коэффициент перегрузки для механизмов равен 11.
Нагрузка на грузовую гайку:
Примем однозаходную резьбу.
Средний диаметр резьбы находим по формуле:
Где коэффициенты: - т.к. трапецеидальная резьба
Примем по стандарту наружный диаметр шаг резьбы .
Тогда средний диаметр резьбы:
Внутренний диаметр резьбы:
Высоту гайки определяем:
Находим угол подъема винтовой линии:
Примем для материала нашей незакаленной сталь-бронзы : - угол трения - коэффициент трения.
- условие самоторможения выполняется.
Определяем допустимое напряжение для винта:
- коэффициент запаса().
Выполним проверочный расчет винта на прочность. Эквивалентное напряжение:
Момент трения в резьбе:
- следовательно статическая прочность винта достаточна.
КПД передачи при вращающемся ведущем звене:
Расчет винта на устойчивость.
Расчет на устойчивость длинных винтов сводится к определению коэффициента запаса устойчивости который не должен быть меньше допускаемого или к расчету на сжатие по пониженным допускаемым напряжениям. В нашем случае допускаемый коэффициент запаса устойчивости для вертикального винта на двух опорах при сжатии при всей длине - .
Коэффициент запаса устойчивости:
где Е – модуль упругости материала винта
I – приведенный момент инерции
n – коэф. приведения длинны винта зависящий от типа опорных
- свободная длинна винта.
Приведенный момент инерции сечения винта рассчитываем по эмпирической формуле:
Следовательно винт работает на устойчивость с достаточным запасом.
Рассчитываем гибкость стержня:
Минимальный радиус инерции сечения:
Расчет зубчатой передачи.
Скорость поступательного движения винта (гайки):
Где - шаг винта () – число заходов винта ().
Отсюда частота вращения винта (гайки):
Требуемую мощность двигателя определяют:
Где - КПД всего привода с учетом только одной стойки
(2.4) (два подшипника) .
По требуемой мощности и частоте вращения подбираем электродвигатель МТК-012-06 с мощностью 31 кВт и частотой вращения nдв = 785 мин-1.
Передаточное отношение двигателя:
Вращающий момент двигателя:
2. Выбор материалов зубчатой пар:
Термообработка: колесо – нормализация НВ190;
шестерня – улучшение НВ220.
3. Коэффициент долговечности:
где NH0 = 10·107 – базовое число циклов перемены напряжений [1c.47];
NHE - эквивалентное число циклов перемены напряжений;
Полное число часов работы передачи за расчетный срок службы:
t = 5·300·2·8 = 24000 час.
где 5 – срок службы в годах;
0 – число рабочих дней в году;
– число смен за сутки;
– длительность смены в часах;
NHE = 60·t·n; (2.9)
NHE = 60·785·24000 = 113·107;
Так как NHE > NH0 то КHL = 1; КFL = 1.
3. Допускаемые напряжения:
[H] = (2HB+70) ·KHL [SH] (2.10)
где [SH] = 11 – коэффициент безопасности [1 с.33];
[H] = (2·190+70) ·1 11 = 409 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба:
[F] = 18HB [SF] (2.11)
где [SF] – коэффициент безопасности;
[SF] = [SF]’ · [SF]” (2.12)
где [SF]’ = 175 – коэффициент нестабильности свойств материала [1c45];
[SF]” = 1 – коэффициент способа получения заготовки [1c44];
[F]1 = 18·220 175 = 226 МПа.
[F]2 = 18·190 175 = 195 МПа.
4. Межосевое расстояние:
аw = Ка·(u+1)·3√T1· KH u2·ba·нр2 (2.13)
где Ка = 495 – для прямозубых колес [1c.46];
ba = 040 – коэффициент ширины колеса.
bd = ba·(u+1) 2; (2.14)
bd = 04·(500+1) 2 = 12
T1 = 30·Р· n1 = 785 мин-1; Р = 3.1 кВт;
KH = 11 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца при симметричном расположении колес;
аw = 495·(26+1)· 3√ (38·103·11262·040·4272) = 167 мм.
Принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] - аw = 160 мм.
5. Модуль зацепления:
m = (001·002)·a w (2.17)
m = (001·002)·160 = 16 · 32 мм.
Принимаем по ГОСТ 9563-60 - m = 20 мм.
Шестерни: z1 = zc (u+1); (2.19)
Колеса: z2 = zс – z1 (2.20)
Уточняем передаточное число:
7. Основные размеры зубчатой пары:
Делительные диаметры:
d2 = 2·133 = 266 мм.
da1 = d1 + 2·m; (2.23)
da1 = 54 + 2·2 = 580 мм.
da2 = d2+2·m; (2.24)
da2 = 266 + 2·20 = 270 мм.
df1 = d1 – 24·m; (2.25)
df1 = 54 – 25·20 = 49 мм.
df2 = d2 – 24·m; (2.26)
df2 = 266 – 25·20 = 261 мм.
b2 = 040·160 = 64 мм.
b1 = 64 + 5 = 69 мм.
8. Окружная скорость:
= ·d1 ·n1 60·1000 (2.29)
= 314·54·970 60000 = 27 мс.
Принимаем 8-ую степень точности.
9. Силы действующие в зацеплении:
Ft = 2·612·103 54 = 2266 H.
Fr = Ft ·tg20 (2.31)
Fr = 2266·tg20 = 825 H.
10. Расчетное контактное напряжение:
где КH – коэффициент нагрузки.
KH = KHα ·KH ·KHv (2.33)
где КНα –коэффициент учитывающий распределение нагрузки между
KHα = 10 – для прямозубых колес [1 c39];
КН = 105 – коэффициент распределения нагрузки по ширине венца;
KHv = 105 – динамический коэффициент [1c40].
KH = 10·105·105 = 110
Н = (310160)·√(2952·103·11·(493+1)3) 64·4932 = 404 МПа.
11. Расчет при действии максимальной нагрузки:
Нmax = H √Т1мах Т1≤ HPmax (2.34)
где T1max T1 = 15 – коэффициент перегрузки.
HPmax = 28·290 = 812 МПа.
Нmax = 404·√15 = 495 МПа НPmax
Условие выполняется.
12. Расчетное изгибное напряжение
F = Ft ·KF ·YF m·b (2.36)
где YF – коэффициент учитывающий форму зуба;
KF – коэффициент нагрузки.
где KF = 113 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по длине зуба [1c43];
KFv = 125 – динамический коэффициент [1c43].
Коэффициент формы зуба:
для шестерни: при z1 = 27 YF1 = 373.
для колеса: при z2 = 133 YF2 = 361.
для шестерни: FP1 YF1 = 226 373 = 606.
для колеса: FP2 YF2 = 195 361 = 540.
Так как FP1 YF1 > FP2 YF2 то расчет ведем по зубьям колеса
F = 2266·141·361 2·64 = 901 МПа.
Условие F [F] выполняется
13. Расчет при действии максимальной нагрузки:
Fmax = FT1max T1 FPmax (2.38)
где: T1max T1 = 15 – коэффициент перегрузки
FPmax = 17’FP = 17·200 = 340 МПа.
Fmax = 901·15 = 135 МПа FPmax.
Выбор и проверка шпоночных соединений.
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений пазов и длины шпонок выбирается по ГОСТ 23360-78. Ведем расчет на одну стойку.
Для цилиндрической передачи выбираем две призматические шпонки.
Длина шпонок находится:
Где - ширина шестерен.
Выбираем призматическую шпонку для ведущей шестерни 10×8×64 ГОСТ 23360 – 78 для ведомой шестерни 14×9×69 ГОСТ 23360 – 78.
Напряжение на смятие должно удовлетворять условию:
- глубина паза на валу
- глубина паза в ступице.
Для ведущей шестерни: .
Условие на смятие для шпонки ведущего шкива выполняется.
Для ведомой шестерни: .
Условие на смятие выполняется.
Проверяем шпонку на срез:
Шпонка ведущей шестерни:
Шпонка ведомой шестерни:
Подбор и проверка подшипников.
Верхнюю часть винта установим в шариковый радиальный однорядный подшипник 308 средней серии по ГОСТ 8338 – 75 на другом конце винта установим упорный шарикоподшипник 46308 по ГОСТ 831 – 75.
Рассчитаем долговечность подшипников:
Список использованной литературы.
Курсовое проектировании деталей машин. С.А. Чернавский К.Н. Боков
И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение 1988. - 416 с.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высш.

Гайка.cdw

Сталь 45 ГОСТ1050-74