Электромеханический подъемник технические характеристики и расчет устройства

зубр.docx

У народному господарстві автомобільний транспорт перевозить понад 80% усіх вантажів. Таке широке використання автомобілів пояснюється тим що вони можуть перевозити пасажирів і вантажі від місця відправлення до місця призначення без пересадки і перевантаження.
При масовому використанні сучасного автомобіля застосовуються тисячі спеціальних верстатів пристроїв та інструментів а також значна кількість транспортерів і конвеєрів.
Підвищення якості технічного обслуговування і ремонту автомобіля є однією з важливих задач що стоять перед АТП і СТО. Важливу роль в вирішенні цих питань можливість вільного доступу до будь-яких частин АТЗ а це дозволить зробити оснащення СТО і АТП сучасними підіймачами. Підіймачі відіграють важливу роль у проведенні ремонтних робіт деталей і вузлів доступ до яких затруднений або взагалі неможливий без піднімання АТЗ. Тому з метою підвищення якості обслуговування машин необхідно розробити нові сучасні підіймачі які б забезпечували плавне підіймання і опускання АТЗ самогальмування і інтервал її вантажопідйомності був якомога ширшим.
Назва і область застосування
Завданням даної курсової роботи є розроблення підіймача для піднімання автомобілів маса яких не перевищує 2 т. Підіймач має забезпечити піднімання автомобілів даної маси незалежно від їх габаритних розмірів на висоту 2 м.
Підстава для розроблення
Підставою для розробки служить заявка одного з авторемонтних підприємств.
Мета і призначення розробки
Метою розробки підіймача для піднімання автомобілів масою до 2 т є підвищення якості технічного обслуговування і ремонту а також зручності їх проведення та техніки безпеки на даному підприємстві.
Призначенням розробки є забезпечення піднімання автомобілів масою до 2.5 т будь-яких габаритних розмірів.
Джерелом розробки є підіймач вантажопідйомністю до 1.5 т розроблений фірмою “SUN”.
Розробка підлягає модернізації і збільшення вантажопідйомності а також підвищення безпеки праці.
До пристрою ставляться наступні вимоги:
-простота і легкість в користуванні;
-ремонтопридатність;
-компактність конструкції підіймача.
Підіймач приводиться в рух за допомогою електродвигуна. Матеріал деталей має забезпечити високу міцність тому застосовують високоякісні конструкційні вуглецеві сталі.
Вимоги безпеки і впливу на навколишнє середовище
До роботи з підіймачем допускаються робітники які вивчили технічний опис і порядок експлуатації. Виконувати будь-які роботи з допомогою підіймача дозволяється тільки тоді коли він буде надійно прикріплений до фундаменту.
Поверхні підіймача повинні бути чистими і сухими. При роботі необхідно дотримуватися правил техніки безпеки при виконанні слюсарних і піднімально-опускальних робіт.
Вимоги до випробувань
Випробування підіймача проводяться за окремою програмою.
Економічні показники
Вартість повної комплектації підіймача не має перевищувати 8000 грн. Ефект від застосування підіймача отримується за рахунок високої продуктивності праці і якості та надійності піднімально-опускальних робіт.
Стадії та етапи розробки
Розробка пристрою здійснюється за три етапи. Спочатку формується технічна пропозиція потім розробляється технічний проект і на стадії технічного проекту виконується складальне креслення подаються необхідні розрахунки.
Порядок контролю і приймання розробки
Контроль за виконанням курсової роботи здійснюється по рейтинговій системі. Приймання роботи здійснюється комісією.
Кінематична схема і принцип роботи підіймача
Кінематична схема підіймача приведена на рисунку 2.1.
При роботі підіймача крутний момент передається від електро-двигуна-1 через ланцюгову передачу-2 на циліндричний косозубий двоступінчатий редуктор-3. З вихідного вала редуктора через муфту-4 крутний момент передається на передачу гвинт-гайка-5. Там при допомозі піднімальних важелі-3 здійснюється підіймання і опускання автомобіля.
Рисунок 2.1- Кінематична схема підіймача.
-електродвигун; 2-ланцюгова передача; 3-циліндричний косозубий редуктор; 4-муфта; 5-передача гвинт-гайка.
-навантаження 30 кН;
-швидкість підіймання 005 мс;
-висота підіймання 2 м;
-матеріал гвинтової пари: гвинт – сталь 45 загартована гайка – бронза безолов’яна БрА9ЖЗЛ
1 Розрахунок параметрів приводу
1.1 Визначаємо ККД приводу підіймача за формулою:
де ККД передачі гвинт-гайка 0.3 0.4 приймаю для даного пристрою 0.38 [1];
– ККД циліндричної прямозубої передачі =0.97 [1];
– ККД ланцюгової передачі =0.96 [1];
– ККД підшипників =0.98 [1];
– ККД муфти =0.98 [1];
Отже ККД приводу рівний:
пр=0.38·0.97·0.96·0.982·0.98=0.33.
Необхідна потужність двигуна:
де М – крутний момент Нм;
- кутова швидкість гвинта с-1.
Вибираємо двигун трьохфазний асинхронний серії А02-41-2; =5.5 кВт; ковзання 5.1%; частота обертання nдв=3000 хв-1[1];
Частота обертання гвинта:
де р – число заходів різьби;
Передавальне відношення редуктора u:
Редуктор доцільно проектувати двоступінчастим циліндричним з прямозубими колесами.
Оскільки в нашу схему приводу буде входити ланцюгова передача і редуктор з одним ступенем то розіб’ємо дане передавальне відношення між ними:
1.2 Визначимо основні швидкісні параметри даного приводу схема якого показана на рисунку 3.1.
Рисунок 3.1 – Схема приводу редуктора
частота обертання валів:
– вал електродвигуна: ;
– ведучий вал редуктора:
– проміжний вал редуктора: ;
–ведений вал редуктора: .
2.2 Кутова швидкість валів:
– вал електродвигуна:
– ведучий вал редуктора:
– проміжний редуктора:
2.3 Обертальні моменти валів:
вал електродвигуна:
ведучий вал редуктора:
проміжний вал редуктора:
– ведений вал редуктора:
2 Розрахунок основних параметрів приводу
2.1 Середній діаметр різьби:
де Fа – осьова сила що діє гвинтову пару Н;
- коефіцієнт висоти головки гайки (=; Нг – висота головки гайки) = 1.2 2.5 для цілих гайок і = 2.5 3.5 для роз’ємних;
Р – допустимий тиск значення [Р]=12 13 МПа бронза-сталь [1].
Вибираємо трапецеєвидну різьбу по ГОСТ 9484 – 81: d=26мм; d2=23.0 мм; d1=20мм; р=60мм; np=1;
де d2– ділильний діаметр різьби мм;
d – діаметр вершин різьби мм;
Висота гайки обчислюється за формулою:
Кількість витків різьби гайки рівна:
Кут підйому різьби визначаємо за формулою:
де – ККД передачі гвинт-гайка визначаємо за формулою:
Самогальмування забезпечено оскільки: [1] .
2.3 Перевірка на міцність гвинта і гайки.
Обертальний момент рівний:
Дотичні напруження в небезпечному перерізі гвинта:
Нормальне напруження в небезпечному перерізі гвинта:
Небезпечний переріз в верхній частині гвинта де розміщений верхній підшипник. Діаметр гвинта в місці посадки підшипників d0 приймаємо рівним 30 мм.
Еквівалентне напруження:
Коефіцієнт запасу міцності:
де –границя текучості матеріалу =340 .
Отже умова міцності забезпечується: .
Тоді з виразу: ми можемо визначити зовнішній діаметр гайки:
Отже приймаємо зовнішній діаметр гайки =32 мм.
Розрахунок ланцюгової передачі
Приймаємо число зубів меншої зірочки в залежності від передавального відношення u1=25 [1] z1=26.
Тоді число зубів веденої зірочки z2= u1. z1=25.26=65.
3.1 Визначаємо коефіцієнт експлуатації Ке:
де К1 – коефіцієнт що враховує вид навантаження при спокійному навантаженні К1=1 [1];
К2 – коефіцієнт що враховує спосіб регулювання ланцюга для нерегульованих зірочок К2=1 [1];
К3 – коефіцієнт що враховує між осьову відстань К3=0.9 [1];
К4 – коефіцієнт що враховує нахил передачі до горизонту К4=1.25 [1];
К5 – коефіцієнт що враховує спосіб змащування передачі К5=1.5 [1];
К6 – коефіцієнт що враховує тривалість роботи К6=1.25 [1].
Отже коефіцієнт експлуатації рівний:
Ке=1.1.09.125.15.125=211.
Середнє значення допустимого тиску в шарнірах при n1=3000 хв-1. Вибираємо із таблиці 9.6 [1] [р] =13.4 Нмм2.
Визначаємо орієнтовне значення кроку ланцюга t за формулою:
вибираємо стандартний ланцюг з кроком – 15.87 мм по таблиці 9.1 [1] дивись таблицю 3.1
Таблиця 3.1 – Основні параметри ланцюгової передачі
Параметр розрахункова формула
Товщина ланцюга В мм
Максимальне навантаження Q H
Площа січення ланцюга F=B.d м2
Рекомендована між осьова відстань А=20.t мм
Кут нахилу віток ланцюга до лінії центрів
Кут обхвату зірочки α1=180º-2º
Число ланок ланцюга
Число ударів ланцюга 1с
Допустиме число ударів вибираємо з таблиці 9.8 [1] [u]=60
Швидкість ланцюга обчислюємо за формулою:
Середнє граничне навантаження в опорах:
Допустима величина [р] вибираю по таблиці 9.6 [1 с.167]
Як бачимо з проведених розрахунків ланцюг підібрано правильно.
Визначаємо зусилля від провисання ланцюга по формулі:
Визначаємо зусилля від центробіжних сил Рц за формулою:
Отже розрахунковий коефіцієнт запасу міцності визначаємо за формулою:
З таблиці 9.7 [1] вибираю [n]=18 а тому умова n>[n] виконується.
Навантаження на вали передачі Qв визначаю за формулою:
Qв=1.15.К1.Р=1.15.1.423=486 Н (3.11)
Уточнюємо значення Аt за округленою величиною Lt:
Отже розрахункова між осьова відстань рівна:
А= Аt. t=13.1587=206 мм.
Вибираємо з таблиці 9.4 [1] основні геометричні розміри зірочки і заносимо іх в таблицю 3.2
Таблиця 3.2 – Основні геометричні розміри зірочки
Ділильний діаметр мм
Кут нахилу робочих граней грд.
Половина кута зуба грд.
4 Розрахунок редуктора
4.1 Розрахунок зубчатих коліс редуктора. Оскільки в завданні немає особливих вимог до матеріалу зубчастих коліс то для шестерні беремо сталь 40Х термообробка покращення твердість НВ1=285 а для колеса сталь 50 термообробка нормалізація з твердістю НВ2=229.
Визначаємо допустиме контактне напруження за формулою:
де – базова границя контактної міцності поверхні зубів 2HB+70 [1];
– коефіцієнт довговічності що враховує вплив терміну служби і режиму навантаження передачі =1 [1] ;
– необхідний коефіцієнт запасу міцності =1.10 [2].
Розрахунок ведемо за меншою твердістю:
Визначаємо між осьову відстань за формулою:
де Ка – коефіцієнт для прямозубих передач Ка=49.5 [2];
– максимальний крутний момент що передається колесом =175;
– коефіцієнт що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині зуба і приймається в залежності від параметра = [1];
– передавальне число редуктора =2.
Вибираю найближчу стандартну міжосьову відстань аw=140 [1].
Приймаю з стандартного ряду модуль зубчастого зачеплення [1].
Далі визначаємо сумарне число зубів:
Тоді кількість зубів ведучої шестерні рівна: .
Кількість зубів веденої шестерні рівна:
Уточнюємо між осьову відстань:
тоді уточнені ділильні діаметри рівні:
Уточнюємо передавальне відношення:
Ширина зубчастих вінців:
Максимальна колова швидкість зубчастих коліс:
Отже вибираємо восьму степінь точності виготовлення коліс редуктора [1].
Визначимо колову силу в зачепленні зуба шестерні:
Визначимо колову силу в зачепленні зуба колеса:
Перевіряємо контактні напруження на найбільш навантаженій парі :
де КН= КН+ КН+ КН=1.0+1.25+1.1=3.35 – коефіцієнти що враховують навантаження передачі [2]. Умова міцності виконується.
4.2 Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому. Напруження що виникають в зубчастому зачепленні визначаю за формулою:
де: – колова сила в зачепленні =1 кН;
–коефіцієнт що враховують навантаження зуба який визначається за формулою: = + =1.62+1.3=2.92;
КF – коефіцієнт що враховує розподіл навантаження по ширині вінця =1.62 [1];
– коефіцієнт що враховує динамічне навантаження =1.3 [1] ;
–коефіцієнт що враховує розподіл навантаження між зубами який обчислюється за формулою:
– коефіцієнти торцьового перекриття який обчислюємо за формулою:
Лімітні дотичні напруження для шестерні визначаємо за формулою:
Лімітні дотичні напруження для колеса визначаємо за формулою:
Визначимо допустимий коефіцієнт запасу міцності для зубчастих коліс за формулою:
де – допустимий коефіцієнт запасу міцності шестерні
– допустимий коефіцієнт запасу міцності колеса =1 [1].
Визначимодопустимі напруження для шестерні і колеса за формулою:
Знаходимо відношення для чого виберемо коефіцієнти форми зуба шестерні і колеса :
Тоді знаходимо відношення для шестерні :
-для колеса: =63.4 МПа.
Подальший розрахунок ведемо по зубцях колеса відношення для яких менше:
Отже 60 МПа [229] МПа умова міцнсті виконується .
4.3 Попередній розрахунок валів. Розрахуємо параметри зубчастої передачі :
– висота головки зубця:
– кут профілю зубців: ;
– ділильний діаметри шестерні:
– ділильний діаметри колеса: ;
– діаметр вершини зубців шестерні і колеса:
– діаметри впадин зубців шестерні і колеса:
Радіальна сила в зачепленні зубців шестерні і колеса:
Визначаємо мінімальні діаметри валів:
де =30 МПа – допустимі напруження кручення для сталі.
4.4 Перший етап компоновки редуктора. Товщина стінок корпуса і кришки:
Основні розміри і відстані показані на рисунку 3.3.
Рисунок 3.3 – Основні параметри редуктора
Відстань до підшипників приймаємо згідно рисунку 36 і 40 мм. Відстань до і відповідно і .
Решта розмірів приймаємо в процесі проектування (див. додаток Д).
5 Перевірка довговічності підшипників
Вхідний вал перевіряти на міцність немає змісту оскільки на нього діють дуже малі навантаження.
5.1 Проміжний вал. Обчислюємо реакції опор в площині XZ для чого складаємо рівняння рівноваги вала:
Обчислюємо реакції опор в площині YX для чого складаємо рівняння рівноваги вала:
Отже сумарні реакції опор рівні:
Згідно обчислених реакцій будуємо епюри навантаження валів рисунок 3.4
Рисунок 3.4 – Розрахункова схема вхідного вала
Підбираємо підшипники по опорі з меншим діаметром вала:
-внутрішній діаметр d=30мм;
-зовнішній діаметр D=55мм;
-ширина підшипника b=16мм.
Підшипник серії 60106С=13.3 кН; С0=6.8 кН [1].
Для подальшого розрахунку визначимо відношення для першого підшипника: = тоді згідно [1] по даному співвідношенню вибираю коефіцієнт =0.24.
Визначимо навантаження першого підшипника по формулі:
Для другого підшипника: тоді згідно [1] по даному співвідношенню вибираю коефіцієнт =0.3. Тоді визначимо навантаження другого підшипника по формулі:
Користуючись даними [1] знаходимо осьове навантаження підшипників:
-для першого підшипника: ;
-для другого підшипника: .
Як видно з розрахунків другий підшипник є більш навантаженим для нього відношення: тоді згідно [1] а відношення > то приведене навантаження визначаємо за формулою:
де – коефіцієнт осьового навантаження = [1].
Теоретична довговічність першого підшипника визначається за формулою:
Дана довговічність повністю задовольняє умову роботи пристрою.
5.2 Вихідний вал. Обчислюємо реакції опор в площині XZ для чого складаємо рівняння рівноваги вала:
з рівняння бачимо що .
Тоді загальні реакції:
- внутрішній діаметр d=35 мм;
- зовнішній діаметр D=72 мм;
-ширина підшипника b=23 мм.
Підшипник серії 60207С=25.5 кН; С0=13.7 кН [1].
Для подальшого розрахунку визначимо відношення для першого підшипника: = тоді згідно [1] за даним співвідношенням вибираємо коефіцієнт =0.25.
-для першого та другого підшипника: ;
Рисунок 3.5 – Розрахункова схема вихідного вала
Як видно з розрахунків підшипники навантажені однаково. Для них відношення: тоді згідно [1] а відношення > то приведене навантаження визначаємо за формулою:
де – коефіцієнт осьового навантаження = [1с.353] тоді
Розрахунок шпонкових з’єднань
Для з’єднання шпонкового вихідного валу вибираємо шпонку призматичну [1] з наступними параметрами:
– довжина шпонки =30.0мм;
–глибина паза шестерні =5.5мм;
– глибина паза вала =3.8 мм;
d1– діаметр вала d1 =28 мм;
h– висота шпонки h=9 мм;
b– ширина шпонки b =10 мм.
Умова міцності шпонки при розрахунку на зріз має наступну залежність:
де – кількість шпонок =1;
– крутний момент що передається валом =956 ;
– допустимі напруження на зріз шпонки =100 [1].
Тоді отже умова міцності виконується.
Для з’єднання шківа з валом електродвигуна і вхідним валом вибираємо шпонку призматичну [1] з наступними параметрами:
– довжина шпонки =24.0мм;
–глибина паза шестерні =7.5мм;
– глибина паза вала =2.8 мм;
d1– діаметр вала d1 =25 мм;
h– висота шпонки h=9 мм;
b– ширина шпонки b =10 мм.
Виконувати розрахунок на міцність данного шпонкового з’єднання немає змісту тому що на валу електродвигуна моменти і сили значно менші ніж на валах редуктора.
Рисунок 3.6 – Основні параметри шпонкового з’єднання
Муфту вибираємо по крутному моменту вихідного вала редуктора: М4=175 Н.м.
Отже вибираю муфту пружну пальцеву по ГОСТ 2076 – 89 з максимально допустимим крутним моментом М=190 Н.м [1].
Під час виконання даної курсової роботи проаналізовано конструкцію принцип дії та область застосування даного пристрою. Також вивчена методика розрахунку відкритої ланцюгової передачі прямозубої циліндричної передачі передачі гвинт-гайка а також здійснив підбір електродвигуна N=55 кВт.
В процесі виконання курсової роботи я також набув досвіду у роботі з ДСТУ і ТУ а також навчився здійснювати аналіз конструкцій різних підіймачів та інших пристроїв що використовуються в нафтогазовій промисловості.
Список використаних джерел
Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин. Справочное пособие. – Минск.: Вышейшая школа 1986.-324с.
Чернавский А.С. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Машиностроение 1979.-256с.
Иванов М.Н. Детали машин. – М.: Высшая школа1991.-312с.
Чернавский С.А. Подшипники скольжения. – М.: Машино-строение 1963.-146с.
Решетов Д.Н. Детали машин. Атлас. – М.: Машиностроение 1979.-232с.
Анурьев В.М. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1. – М.: Машиностроение 1980.-412с.

Zapiska 29.doc

Кінематична схема і принцип роботи підіймача 6
Розрахунок пристрою 7
Список використаних джерел 23
Протягом останніх років значно зросла кількість
автомобілів тому зараз особливе значення приділяється
підвищенню ефективності використання машино – транспортного парку
а також розвитку ремонтної бази підприємства утворення
мережі станцій технічного обслуговування .
Необхідність регулярного і безперебійного забезпечення перевезень
вантажів та пасажирів технічно справним рухомим складом автомобільного
транспорту потребує розробки і реалізації комплексу організаційно технічних
заходів з підтримки і відновлення працездатності автомобільного парку.
В умовах виробництва необхідно забезпечити
технологічний зв’язок між різними ланками виробництва.
Перебої в роботі автомобілів і тракторів приводять до
порушення технологічних процесів зниження якості
У великих господарствах питаннями ремонту
автотранспортної техніки займаються ремонтні майстерні .
Щоб забезпечити відповідні умови для якісного
обслуговування і поточного ремонту станції гаражі і
майстерні підприємств повинні мати необхідне обладнання
пристрої і інструменти які прискорюють процес ремонту і
полегшує умови праці робітників .
Назва і область застосування
Завданням даної курсової роботи є розроблення підіймача для піднімання
автомобілів вага яких не перевищує 2т. Підіймач має забезпечити піднімання
автомобілів даної маси незалежно від їх габаритних розмірів на висоту 2-м.
Підстава для розробки
Підставою для розробки служить заявка одного з авторемонтних
Мета і призначення розробки
Метою розробки підйомника для піднімання автомобілів масою до 2т є
підвищення якості технічного обслуговування і ремонту а також зручності їх
проведення та техніки безпеки на даному підприємстві.
Призначенням розробки є забезпечення піднімання автомобілів вагою до
т будь-яких габаритних розмірів.
Джерелом розробки є підіймач для піднімання автомобілів масою до 1.5т
розроблений фірмою “BOSCH”.
Розробка підлягає модернізації і збільшення вантажопідйомності а
також підвищення безпеки праці.
До пристрою ставляться наступні вимоги:
- простота і легкість в користуванні;
- ремонтопридатність;
- компактність конструкції підйомника.
Підіймач приводиться в рух за допомогою електродвигуна. Матеріал деталей
має забезпечити високу міцність тому застосовують високоякісні
конструкційні вуглецеві сталі.
Вимоги безпеки і впливу на навколишнє середовище
До роботи з підіймачем допускаються робітники які вивчили технічний
опис і порядок експлуатації. Виконувати будь-які роботи з допомогою
підйомника дозволяється тільки тоді коли він буде надійно прикріплений до
Поверхні підіймача повинні бути чистими і сухими. При роботі
необхідно дотримуватися правил техніки безпеки при виконанні слюсарних і
піднімально-опускальних робіт.
Вимоги до випробувань
Випробування підіймача проводяться за окремою програмою.
Економічні показники
Вартість повної комплектації підіймача не має перевищувати 5000 грн. Ефект
від застосування підйомника отримується за рахунок високої продуктивності
праці і якості та надійності піднімально-опускальних робіт.
Стадії та етапи розробки
Розробка пристрою здійснюється за три етапи. Спочатку формується
технічна пропозиція потім розробляється технічний проект і на стадії
технічного проекту виконується складальне креслення подаються необхідні
Порядок контролю і приймання розробки
Контроль за виконанням курсової роботи здійснюється по рейтинговій
системі в шість етапів (по 15 балів). Приймання роботи здійснюється
Кінематична схема і принцип роботи підіймача
Кінематична схема підіймача приведена на рисунку 2.1.
При роботі підіймача крутний момент передається від
електродвигуна-4 через ланцюгову передачу-5 на черв’ячний одноступінчатий
редуктор-3. З вихідного вала редуктора через муфту крутний момент
передається на передачу гвинт-гайка. Там при допомозі піднімальних важелі
здійснюється підіймання і опускання автомобіля.
-гайка; 2- гвинт; 3- черв’ячний одноступінчатий редуктор;
- електродвигун; 5-ланцюгова передача.
Рисунок 2.1- Кінематична схема підіймача
Розрахунок пристрою[pic]
- навантаження 50 кН;
- швидкість підйому 008 мс;
- висота підйому 2 м;
- матеріал гвинтової пари: гвинт – сталь 45 загартована гайка –
бронза безолов’яна БрА9ЖЗЛ
1 Розрахунок параметрів приводу
1.1 Визначаємо ККД приводу підіймача за формулою:
[pic]ККД передачі гвинт-гайка [pic]0.3 0.4 приймаю для даного
Отже ККД приводу рівний:
[pic]пр=0.4·0.75·0.95·0.98[pic]·0.98=0.27.
Необхідна потужність двигуна:
де: М – крутний момент Н(м;
( - кутова швидкість гвинта с-1.
Вибираємо двигун див.[1с.93 табл. 6.1] трьохфазний асинхронний
серії А02-41-2; [p ковзання 5.1%; частота обертання nдв=1500 хв-
Частота обертання гвинта:
Передавальне відношення приводу u:
Редуктор доцільно проектувати одноступінчастим черв’ячним з
прямозубими колесами.
Обчислимо номінальну частоту обертання двигуна:
Визначаємо передавальне відношення:
Оскільки в нашу схему приводу буде входити ланцюгова передача і
редуктор з одним ступенем то розіб’ємо дане передавальне відношення між
1.2 Визначимо основні швидкісні параметри даного приводу схема якого
показана на рисунку 3.1
частота обертання валів:
Рисунок 3.1 – Схема приводу редуктора
– вал електродвигуна: [p
– ведучий вал редуктора: [pic]
– ведений вал редуктора: [pic].
2.2 Кутова швидкість валів:
– вал електродвигуна: [pic]
– ведучий вал редуктора:[pic]
– ведений вал редуктора: [pic]
2.3 Обертальні моменти валів:
– вал електродвигуна:
– ведучий вал редуктора:
– ведений вал редуктора:
2 Розрахунок основних параметрів приводу
2.1 Середній діаметр різьби:
де: Fа – осьова сила що діє гвинтову пару Н;
( - коефіцієнт висоти головки гайки ((=[p Нг – висота головки
гайки) (= 1.2 2.5 для цілих гайок і (= 2.5 3.5 для роз’ємних;
Р – допустимий тиск значення (P( див. [1 с.243 табл. 13.6] [Р]=12 13
Вибираємо трапецеєвидну різьбу по ГОСТ
84 – 81: d=28мм; d2=24.0 мм; d1=19 мм; p=80 мм; np=1;
де: d1– ділильний діаметр різьби мм;
d – діаметр вершин різьби мм;
Висота гайки обчислюється за формулою:
Кількість витків різьби гайки рівна:
Кут підйому різьби визначаємо за формулою:
де: [pic]– ККД передачі гвинт-гайка визначаємо за формулою:
(=0.8 – враховуємо втрати потужності на тертя в опорах направляючих супорта
і циліндричної зубчастої передачі.
Самогальмування забезпечено оскільки[p
2.3 Перевірка на міцність гвинта і гайки.
Обертальний момент рівний:
Дотичні напруження в небезпечному січенні гвинта:
Нормальне напруження в небезпечному січенні гвинта:
Небезпечне січення в верхній частині гвинта де розміщений верхній
підшипник. Діаметр гвинта в місці посадки підшипників d0 приймаємо рівним
Еквівалентне напруження:
Коефіцієнт запасу міцності:
отже умова міцності забезпечується: [pic]([pic].
Тоді з виразу: [pic]
Ми можемо визначити зовнішній діаметр гайки:
Отже приймаємо зовнішній діаметр гайки [pic]=30 мм.
Розрахунок ланцюгової передачі
Приймаємо число зубів меншої зірочки в залежності від передавального
відношення u1=2 [1 с.167] z1=17.
Тоді число зубів веденої зірочки z2= u1. z1=2.17=34.
3.1 Визначаємо коефіцієнт експлуатації Ке:
де К1 – коефіцієнт що враховує вид навантаження при спокійному
навантаженні К1=1 [1 с.157];
К2 – коефіцієнт що враховує спосіб регулювання ланцюга для
нерегульованих зірочок К2=1 [1 с.157];
К3 – коефіцієнт що враховує між осьову відстань при Аt=60-80
К4 – коефіцієнт що враховує нахил передачі до горизонту К4=1.25
К5 – коефіцієнт що враховує спосіб змащування передачі К5=1.5 [1
К6 – коефіцієнт що враховує тривалість роботи К6=1.25 [1 с.158].
Отже коефіцієнт експлуатації рівний:
Ке=1.1.0.9.1.25.1.5.1.25=2.11.
Середнє значення допустимого тиску в шарнірах при n1=2847 обхв.
Вибираємо із таблиці 9.6 [1 с.167] [р] =13.4 Нмм2.
Визначаємо орієнтовне значення кроку ланцюга t за формулою:
вибираємо стандартний ланцюг з кроком – 15.87 мм по таблиці 9.1 [1 с.169]
Таблиця 3.1 – Основні параметри ланцюгової передачі
Параметр розрахункова формула Значення параметру
Крок ланцюга t мм 15.87
Діаметр ролика d мм 5.08
Товщина ланцюга В мм 10.11
Навантаження q кгм 0.80
Максимальне навантаження Q H 22600
Площа січення ланцюга F=B.d м2 51.5
Рекомендована між осьова відстань А=20.t мм 317
Відношення Аt=Аt 20
Кут нахилу віток ланцюга до лінії центрів
sin[pic]=[pic] 0.107
Кут обхвату зірочки α1=180º-2[pic]º 167º6
α2=180º+2[pic]º 192º32
Число ланок ланцюга
Lt=2. Аt. cos[pic]+[pic]
Число ударів ланцюга 1с 80
Допустиме число ударів вибираємо з таблиці 9.8
[1 с.168] [u]=50 40
Швидкість ланцюга обчислюємо за формулою:
Колове зусилля [pic] 50
Середнє граничне навантаження в опорах:
Допустима величина [р] вибираю по таблиці 9.6
Як бачимо з проведених розрахунків ланцюг підібрано правильно.
Визначаємо зусилля від провисання ланцюга по формулі:
Визначаємо зусилля від центробіжних сил Рц за формулою:
Отже розрахунковий коефіцієнт запасу міцності визначаємо за формулою:
З таблиці 9.7 [1 с.167] вибираю [n]=18 а тому умова n>[n] виконується.
Навантаження на вали передачі Qв визначаю за формулою:
Qв=1.15.К1.Р=1.15.1.275=316 Н
Уточнюємо значення Аt за округленою величиною Lt:
Отже розрахункова між осьова відстань рівна:
А= Аt. t=16.8.15.87=266 мм.
Вибираємо з таблиці 9.4 [1 с.165] основні геометричні розміри
зірочки і заносимо іх в таблицю 3.2
Таблиця 3.2 – Основні геометричні розміри зірочки
Параметри Позначення Значення параметру
Ділильний діаметр мм dд 112 144
Діаметр виступів мм Dв 116 148
Діаметр впадин мм Di 108 140
Висота зубів мм h 8 8
Радіальний зазор мм e 1.58 1.58
Діаметр ролика мм D 5.16 5.16
Кут нахилу робочих граней грд. α 52º7 53º8
Половина кута зуба грд.
Ширина зуба мм γ 14º6 15º8
Товщина обода мм b 5.87 5.87
4 Розрахунок редуктора
4.1 Розрахунок черв’ячної передачі редуктора.
Оскільки в завданні немає особливих вимог до матеріалу то для вінця
черв’ячного колеса беремо безолов’яну бронзу Бр. АЖ 9-4Л допустимі
контактні напруження []н=392 Нмм2 а допустиме напруження на згин
[]Н=75 Нмм2. Для черв’яка приймаємо сталь 45 загартовану до твердості
>HRC45 витки шліфовані.
Передавальне число редуктора u2=2.37 вибираємо по ньому число
заходів черв’яка [1c.245] z1=4 тоді число зубів колеса рівне z2= u2.
Далі по графіку [1c.238] по заданих параметрах: М3=90 Н.м z2= 10
[]н=160 Нмм2 і попередньо прийнятим q=10 і К=1.2 знаходимо між осьову
Розрахунковий модуль: [pic]
По ГОСТ 2144-89 приймаю модуль m=5 i q=10.
Кінцева між осьова відстань аw=[pic] тоді u2=[pic] .
4.2 Визначаю основні розміри черв’яка і черв’ячного колеса:
d1 - ділильний діаметр черв’яка d1=q.m=10.5=50 мм;
da1 - діаметри вершин черв’яка da1=d1+2.m=50+2.5=60 мм;
df1 - діаметр впадин черв’яка df1= d1- 2.4. m=50-2.4.5=38 мм;
b1 - ширина зуба черв’ка
b1>(11+006z2)m+25=(11+0.06.10).5+25=83мм;
γ- кут підйому лінії витка γ =21º4840 [1c.246];
d2 - ділильний діаметр черв’ячного колеса d2 = z2.m=10.5=50 мм;
da2 - діаметри вершин черв’ячного колеса da2 = d2+2.m=50+2.5=60
df2 - діаметр впадин черв’ячного колеса df2=d2 – 24.m=50-
b2- ширина зуба черв’ячного колеса b2 075dа1=0.75.60=45 мм;
4.3 Перевірка черв’ячного редуктора на міцність.
Визначаю колову швидкість черв’яка:
Визначаю швидкість ковзання черв’яка:
По таблиці 11.8 [1с.250] вибираємо степінь точності 7 і нормальний
гарантований боковий зазор: 7 – Х ГОСТ 3675-86.
Визначаємо уточнений коефіцієнт навантаження
Коефіцієнт деформації черв’яка див. табл. 11.9 [1с.250] =70. При
незначних коливання навантаження х=06 [1с.250] .
При степені точності 7 і швидкості ковзання [pic]397 мс
коефіцієнт динамічності див. табл. 11.10[1с.250] Kдин=11. Коефіцієнт
навантаження К=1.001.1.1=1.101.
Перевірка контактних напруження в черв’ячному зачепленні:
При [pic] мс допустиме контактне напруження для Бр. АЖ9-4Л див.
табл. 11.7 [1с.250] []Н=392 Нмм2. Таким чином Н[]Н.
Перевірка зубчастого черв’ячного колеса на згині:
а) приведене число зубів зубчастого черв’ячного колеса:
б) коефіцієнт форми зуба см. табл. 10.12 [1с.250] y=0.305;
в) напруження згину:
що менше [-1]и= 75 Нмм2.
4.4 Перший етап компоновки редуктора. Товщина стінок корпуса і кришки:
Основні розміри і відстані показані на рисунку 3.3.
Рисунок 3.2– Основні параметри редуктора
Відстань до підшипників приймаємо згідно рисунку 55 мм. Відстань до
[pic] і [pic] відповідно [pic] і [pic].
Попередні діаметри валів редуктора визначаємо по формулі:
де М – крутний момент на валу Н.мм;
[pic] - допустиме напруження кручення [pic]=20-35 Нмм2.
Решта розмірів приймаємо в процесі проектування (див. аркуш 1).
Для подальшого розрахунку обчислимо сили в зачепленні черв’яка див.
Таблиця 3.3 - Розрахунку обчислимо сили в зачепленні черв’яка
Сили в На виток черв’яка На зуб колеса
Колова сила [pic] [pic]
Радіальна сила[pic]
Осьова сила [pic] [pic]
5 Перевірка довговічності підшипників
Обчислюємо реакції опор в площині YZ для чого складаємо рівняння
[pic] тоді [pic][pic]
Обчислюємо реакції опор в площині XZ для чого складаємо рівняння
[pic] тоді [pic][pic]=[pic]
Отже сумарні реакції опор рівні:
Згідно обчислених реакцій будуємо епюри навантаження валів
Рисунок 3.3 – Розрахункова схема вхідного вала
Підбираємо підшипники по опорі з меншим діаметром вала:
– внутрішній діаметр d=25мм;
– зовнішній діаметр D=22мм;
– ширина підшипника b=15мм.
Підшипник серії 046000 позначення 46207 С=22 кН; С0=12 кН [1
Для подальшого розрахунку визначимо відношення [pic] для першого
підшипника: [pic]=[pic] тоді згідно [1 с.352] по даному співвідношенню
вибираю коефіцієнт [pic]=0.38.
Визначимо навантаження першого підшипника [pic] по формулі:
Для другого підшипника: [pic] тоді згідно [1 с.352] по даному
співвідношенню вибираю коефіцієнт [pic]=0.48.Далі визначимо навантаження
другого підшипника [pic] по формулі:
Користуючись даними [1 с.330] знаходимо осьове навантаження
– для першого підшипника: [p
– для другого підшипника: [pic].
Як видно з розрахунків другий підшипник є більш навантаженим для нього
відношення: [pic] тоді згідно [1с.353] [pic] а відношення
[pic]>[pic] то приведене навантаження[pic] визначаємо за формулою:
Теоретична довговічність підшипника [pic]визначається за формулою:
[pic][pic][pic] год.
Дана довговічність повністю задовольняє умову роботи пристрою.
Обчислюємо реакції опор в площині YX для чого складаємо рівняння
з рівняння бачимо що:
Обчислюємо реакції опор в площині ZX для чого складаємо рівняння
Тоді загальні реакції:
Підбираємо підшипники по опорі з меншим
– внутрішній діаметр d=30 мм;
– зовнішній діаметр D=62 мм;
– ширина підшипника b=16 мм.
Підшипник серії 046000 позначення 46208 С=36.8 кН; С0=21.3 кН [1
підшипника: [pic]=[pic] тоді згідно [1 с.352] за даним співвідношенням
вибираємо коефіцієнт [pic]=0.39.
співвідношенню вибираємо коефіцієнт [pic]=0.40.Тоді визначимо навантаження
– для першого підшипника: [pic]
– для другого підшипника:
Рисунок 3.4 – Розрахункова схема вихідного вала
Як видно з розрахунків другий підшипник є більш навантаженим. Для нього
6 Розрахунок шпонкових з’єднань
Для з’єднання шпонкового вихідного валу вибираємо шпонку призматичну
[1 с.71] з наступними параметрами:
d1– діаметр вала d1 =45 мм;
h– висота шпонки h=9 мм;
b– ширина шпонки b =10 мм.
Умова міцності шпонки при розрахунку на зріз має наступну
[pic]– допустимі напруження на зріз шпонки [pic]=100[pic] [1 с.65].
Тоді: [pic][pic] отже умова міцності виконується.
5.6.2 Для з’єднання зірочки з валом електродвигуна і вхідним валом
вибираємо шпонку призматичну [1 с.71] з наступними параметрами:
d1– діаметр вала d1 =25 мм;
h– висота шпонки h=6 мм;
b– ширина шпонки b =4 мм.
Виконувати розрахунок на міцність даного шпонкового з’єднання немає
змісту тому що на валу електродвигуна моменти і сили значно менші ніж на
Рисунок 3.6 – Основні параметри шпонкового з’єднання
Муфту вибираємо по крутному моменту вихідного вала редуктора: М3=90
Отже вибираю муфту пружну пальцеву по ГОСТ 2076 - 89 з
максимально допустимим крутним моментом М=125 Н.м [1 с.389].
Під час виконання даної курсової роботи проаналізовано конструкцію
принцип дії та область застосування даного пристрою. Також вивчена методика
розрахунку відкритої ланцюгової передачі черв’ячного редуктора передачі
гвинт-гайка а також здійснив підбір електродвигуна N=5.5 кВт.
В процесі виконання курсової роботи я також набув досвіду у роботі з
ДСТУ і ТУ а також навчився здійснювати аналіз конструкцій різних
підйомників та інших пристроїв що використовуються в нафтогазовій
Список використаних джерел
Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин. Справочное пособие. – Минск.:
Вышейшая школа 1986.
Чернавский А.С. Курсовое проектирование деталей машин. – М.:
Машиностроение 1979.
Иванов М.Н. Детали машин. – М.: Высшая школа1991.
Козак Л. Ю. Мельник В.М. Основи розрахунку проектування та
експлуатації технологічного устаткування. Методичні вказівки. – вано -
Франківськ.: ФНТУНГ Факел 2005. – 53 с.
Анурьев В.М. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1. – М.:
Машиностроение 1980.
КР. АТ- 29.00.000 ПЗ
Розрахунок підіймального пристрою
КР.АТ – 29.00.000 ПЗ

L i TsRakpa.cdw

Технічна характеристика
Максимальнодопустиме навантаження кН -30;
Швидкість підіймання важеля мс - 005;
Висота піднімання м - 2;
Потужність приводу підіймача кВт - 55;
Коефіцієнт корисної дії - 033
В редуктор залити оливу марки ТМ-1 не менше нижнього рівня;
Допустиме короткочасне перевантаження - 10 %.
Складальне креслення

Zapiska L i TsR.doc

Кінематична схема і принцип роботи
Додаток А (Специфікація) .. ..26
У народному господарстві автомобільний транспорт перевозить понад 80%
усіх вантажів. Таке широке використання автомобілів пояснюється тим що
вони можуть перевозити пасажирів і вантажі від місця відправлення до місця
призначення без пересадки і перевантаження.
При масовому використанні сучасного автомобіля застосовуються тисячі
спеціальних верстатів пристроїв та інструментів а також значна кількість
транспортерів і конвеєрів.
Підвищення якості технічного обслуговування і ремонту автомобіля є
однією з важливих задач що стоять перед АТП і СТО. Важливу роль в
вирішенні цих потань можливість вільного доступу до будь-яких частин АТЗ а
це дозволить зробити оснащення СТО і АТП сучасними підіймачами. Підіймачі
відіграють важливу роль у проведенні ремонтних робіт деталей і вузлів
доступ до яких затруднений або взагалі неможливий без піднімання АТЗ. Тому
з метою підвищення якості обслуговування машин необхідно розробити нові
сучасні підіймачі які б забезпечували плавне підіймання і опускання АТЗ
самогальмування і інтервал її вантажопідйомності був якомога ширшим.
Назва і область застосування
Завданням даної курсової роботи є розроблення підіймача для піднімання
автомобілів маса яких не перевищує 2 т. Підіймач має забезпечити
піднімання автомобілів даної маси незалежно від їх габаритних розмірів на
Підстава для розроблення
Підставою для розробки служить заявка одного з авторемонтних
Мета і призначення розробки
Метою розробки підіймача для піднімання автомобілів масою до 2 т є
підвищення якості технічного обслуговування і ремонту а також зручності їх
проведення та техніки безпеки на даному підприємстві.
Призначенням розробки є забезпечення піднімання автомобілів масою до
5 т будь-яких габаритних розмірів.
Джерелом розробки є підіймач вантажопідйомністю до 1.5 т розроблений фірмою
Розробка підлягає модернізації і збільшення вантажопідйомності а
також підвищення безпеки праці.
До пристрою ставляться наступні вимоги:
-простота і легкість в користуванні;
-ремонтопридатність;
-компактність конструкції підіймача.
Підіймач приводиться в рух за допомогою електродвигуна. Матеріал деталей
має забезпечити високу міцність тому застосовують високоякісні
конструкційні вуглецеві сталі.
Вимоги безпеки і впливу на навколишнє середовище
До роботи з підіймачем допускаються робітники які вивчили технічний опис
і порядок експлуатації. Виконувати будь-які роботи з допомогою підіймача
дозволяється тільки тоді коли він буде надійно прикріплений до фундаменту.
Поверхні підіймача повинні бути чистими і сухими. При роботі необхідно
дотримуватися правил техніки безпеки при виконанні слюсарних і піднімально-
Вимоги до випробувань
Випробування підіймача проводяться за окремою програмою.
Економічні показники
Вартість повної комплектації підіймача не має перевищувати 8000 грн. Ефект
від застосування підіймача отримується за рахунок високої продуктивності
праці і якості та надійності піднімально-опускальних робіт.
Стадії та етапи розробки
Розробка пристрою здійснюється за три етапи. Спочатку формується технічна
пропозиція потім розробляється технічний проект і на стадії технічного
проекту виконується складальне креслення подаються необхідні розрахунки.
Порядок контролю і приймання розробки
Контроль за виконанням курсової роботи здійснюється по рейтинговій
системі. Приймання роботи здійснюється комісією.
Кінематична схема і принцип роботи підіймача
Кінематична схема підіймача приведена на рисунку 2.1.
При роботі підіймача крутний момент передається від електро-
двигуна-1 через ланцюгову передачу-2 на циліндричний косозубий
двоступінчатий редуктор-3. З вихідного вала редуктора через муфту-4 крутний
момент передається на передачу гвинт-гайка-5. Там при допомозі піднімальних
важелі-3 здійснюється підіймання і опускання автомобіля.
Рисунок 2.1- Кінематична схема підіймача
Розрахунок пристрою[pic]
-навантаження 20 кН;
-швидкість підйому 004 мс;
-висота підйому 2 м;
-матеріал гвинтової пари: гвинт – сталь 45 загартована гайка – бронза
1 Розрахунок параметрів приводу
1.1 Визначаємо ККД приводу підіймача за формулою:
де [pic]ККД передачі гвинт-гайка [pic]0.3 0.4 приймаю для доного
Отже ККД приводу рівний:
[pic]пр=0.4·0.972·0.96·0.984·0.98=0.33.
Необхідна потужність двигуна:
де М – крутний момент Н(м;
( - кутова швидкість гвинта с-1.
Вибираємо двигунтрьохфазний асинхронний серії А02-51-6; [p
ковзання 5.1%; частота обертання nдв=3000 хв-1 [1].
Частота обертання гвинта:
де р – число заходів різьби;
Передавальне відношення редуктора u:
Редуктор доцільно проектувати двоступінчастим циліндричним з
прямозубими колесами.
Оскільки в нашу схему приводу буде входити ланцюгова передача і
редуктор з одним ступенем то розіб’ємо дане передавальне відношення між
[pic] тоді [pic] [pic].
1.2 Визначимо основні швидкісні параметри даного приводу схема якого
показана на рисунку 3.1.
Рисунок 3.1 – Схема приводу редуктора
частота обертання валів:
– вал електродвигуна: [p
– ведучий вал редуктора: [pic]
– проміжний вал редуктора: [p
–ведений вал редуктора: [pic].
2.2 Кутова швидкість валів:
– вал електродвигуна: [pic]
– ведучий вал редуктора:[pic]
– проміжний редуктора: [pic]
2.3 Обертальні моменти валів:
– вал електродвигуна:
– ведучий вал редуктора:
– проміжний вал редуктора:
– ведений вал редуктора:
2 Розрахунок основних параметрів приводу
2.1 Середній діаметр різьби:
де Fа – осьова сила що діє гвинтову пару Н;
( - коефіцієнт висоти головки гайки ((=[p Нг – висота головки
гайки) (= 1.2 2.5 для цілих гайок і (= 2.5 3.5 для роз’ємних;
Р – допустимий тиск значення [Р]=12 13 МПа бронза-сталь [1].
Вибираємо трапецеєвидну різьбу по ГОСТ 9484 – 81: d=26мм; d2=23.0 мм;
d1=20мм; р=60мм; np=1;
де d2– ділильний діаметр різьби мм;
d – діаметр вершин різьби мм;
Висота гайки обчислюється за формулою:
Кількість витків різьби гайки рівна:
Кут підйому різьби визначаємо за формулою:
де [pic]– ККД передачі гвинт-гайка визначаємо за формулою:
Самогальмування забезпечено оскільки[pic][pic]: [pic] [1] .
2.3 Перевірка на міцність гвинта і гайки.
Обертальний момент рівний:
Дотичні напруження в небезпечному перерізі гвинта:
Нормальне напруження в небезпечному перерізі гвинта:
Небезпечний переріз в верхній частині гвинта де розміщений верхній
підшипник. Діаметр гвинта в місці посадки підшипників d0 приймаємо рівним
Еквівалентне напруження:
Коефіцієнт запасу міцності:
де [pic][pic]–границя текучості матеріалу [pic]=340 [pic].
Отже умова міцності забезпечується: [pic]([pic].
Тоді з виразу: [pic] ми можемо визначити зовнішній діаметр гайки:
Отже приймаємо зовнішній діаметр гайки [pic]=32 мм.
Розрахунок ланцюгової передачі
Приймаємо число зубів меншої зірочки в залежності від передавального
відношення u1=25 [1] z1=26.
Тоді число зубів веденої зірочки z2= u1. z1=25.26=65.
3.1 Визначаємо коефіцієнт експлуатації Ке:
де К1 – коефіцієнт що враховує вид навантаження при спокійному
навантаженні К1=1 [1];
К2 – коефіцієнт що враховує спосіб регулювання ланцюга для
нерегульованих зірочок К2=1 [1];
К3 – коефіцієнт що враховує між осьову відстань К3=0.9 [1];
К4 – коефіцієнт що враховує нахил передачі до горизонту К4=1.25
К5 – коефіцієнт що враховує спосіб змащування передачі К5=1.5 [1];
К6 – коефіцієнт що враховує тривалість роботи К6=1.25 [1].
Отже коефіцієнт експлуатації рівний:
Ке=1.1.09.125.15.125=211.
Середнє значення допустимого тиску в шарнірах при n1=3000 обхв.
Вибираємо із таблиці 9.6 [1] [р] =13.4 Нмм2.
Визначаємо орієнтовне значення кроку ланцюга t за формулою:
вибираємо стандартний ланцюг з кроком – 15.87 мм по таблиці 9.1 [1] дивись
Таблиця 3.1 – Основні параметри ланцюгової передачі
Параметр розрахункова формула Значення параметру
Крок ланцюга t мм 15.87
Діаметр ролика d мм 5.08
Товщина ланцюга В мм 10.11
Навантаження q кгм 0.80
Максимальне навантаження Q H 22600
Площа січення ланцюга F=B.d м2 51.5
Рекомендована між осьова відстань А=20.t мм 317
Відношення Аt=Аt 20
Кут нахилу віток ланцюга до лінії центрів
sin[pic]=[pic] 0.31
Кут обхвату зірочки α1=180º-2[pic]º 144º54
α2=180º+2[pic]º 216º32
Число ланок ланцюга
Lt=2. Аt. cos[pic]+[pic]
Число ударів ланцюга 1с 90
Допустиме число ударів вибираємо з таблиці 9.8
Швидкість ланцюга обчислюємо за формулою:
Колове зусилля [pic] 50
Середнє граничне навантаження в опорах:
Допустима величина [р] вибираю по таблиці 9.6
Як бачимо з проведених розрахунків ланцюг підібрано правильно.
Визначаємо зусилля від провисання ланцюга по формулі:
Визначаємо зусилля від центробіжних сил Рц за формулою:
Отже розрахунковий коефіцієнт запасу міцності визначаємо за формулою:
З таблиці 9.7 [1] вибираю [n]=18 а тому умова n>[n] виконується.
Навантаження на вали передачі Qв визначаю за формулою:
Qв=1.15.К1.Р=1.15.1.423=486 Н
Уточнюємо значення Аt за округленою величиною Lt:
Отже розрахункова між осьова відстань рівна:
А= Аt. t=13.1587=206 мм.
Вибираємо з таблиці 9.4 [1] основні геометричні розміри зірочки і
заносимо іх в таблицю 3.2
Таблиця 3.2 – Основні геометричні розміри зірочки
Параметри Позначення Значення параметру
Ділильний діаметр мм dд 128 183
Діаметр виступів мм Dв 131 186
Діаметр впадин мм Di 125 180
Висота зубів мм h 6 6
Радіальний зазор мм e 1.58 1.58
Діаметр ролика мм D 5.16 5.16
Кут нахилу робочих граней грд. α 52º7 53º8
Половина кута зуба грд.
Ширина зуба мм γ 14º6 15º8
Товщина обода мм b 5.87 5.87
4 Розрахунок редуктора
4.1 Розрахунок зубчатих коліс редуктора. Оскільки в завданні немає
особливих вимог до матеріалу зубчастих коліс то для шестерні беремо сталь
Х термообробка покращення твердість НВ1=285 а для колеса сталь 50
термообробка нормалізація з твердістю НВ2=229.
Визначаємо допустиме контактне напруження [pic] за формулою:
де [pic]– базова границя контактної міцності поверхні зубів [pic]2HB+70
[pic]– коефіцієнт довговічності що враховує вплив терміну служби і
режиму навантаження передачі [p
[pic] – необхідний коефіцієнт запасу міцності [pic]=1.10 [2].
Розрахунок ведемо за меншою твердістю:
Визначаємо між осьову відстань [pic] за формулою:
де Ка – коефіцієнт для прямозубих передач Ка=49.5 [2];
[pic]– максимальний крутний момент що передається колесом
[pic]– коефіцієнт що враховує нерівномірність розподілу навантаження
по довжині зуба і приймається в залежності від параметра [p
[pic]– передавальне число редуктора [pic]=2.
Вибираю найближчу стандартну міжосьову відстань аw=140[pic] [1].
Приймаю з стандартного ряду модуль зубчастого зачеплення [pic] [pic]
Далі визначаємо сумарне число зубів:
Тоді кількість зубів ведучої шестерні рівна:
Кількість зубів веденої шестерні рівна:
Уточнюємо між осьову відстань:
[pic] тоді уточнені ділильні діаметри рівні:
Уточнюємо передавальне відношення:
Ширина зубчастих вінців:
Максимальна колова швидкість зубчастих коліс:
Отже вибираємо восьму степінь точності виготовлення коліс редуктора
Визначимо колову силу в зачепленні зуба шестерні:
Визначимо колову силу в зачепленні зуба колеса:
Перевіряємо контактні напруження на найбільш навантаженій парі :
де КН= КН(+ КН(+ КН(=1.0+1.25+1.1=3.35 – коефіцієнти що враховують
навантаження передачі [2]. Умова міцності виконується.
4.2 Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому. Напруження
що виникають в зубчастому зачепленні [pic] визначаю за формулою:
[pic]–коефіцієнт що враховують навантаження зуба який визначається за
КF( – коефіцієнт що враховує розподіл навантаження по ширині вінця
[pic]–коефіцієнт що враховує розподіл навантаження між зубами який
обчислюється за формулою:
[pic]– коефіцієнти торцьового перекриття який обчислюємо за формулою:
Лімітні дотичні напруження для шестерні визначаємо за формулою:
Лімітні дотичні напруження для колеса визначаємо за
Визначимо допустимий коефіцієнт запасу міцності [pic] для зубчастих
де [pic]– допустимий коефіцієнт запасу міцності шестерні
[pic]– допустимий коефіцієнт запасу міцності колеса [pic]=1
Отже [pic]=1.8·1=1.8 .
Визначимо допустимі напруження для шестерні і колеса за формулою:
Знаходимо відношення [pic] для чого виберемо коефіцієнти форми
зуба шестерні і колеса :
–для колеса: [pic][1].
Тоді знаходимо відношення для шестерні :
-для колеса: [pic][pic]=63.4 МПа.
Подальший розрахунок ведемо по зубцях колеса відношення для яких
Отже 60 МПа [229] МПа умова міцнсті виконується .
4.3 Попередній розрахунок валів. Розрахуємо параметри зубчастої
– висота головки зубця:
– кут профілю зубців: [p
– ділильний діаметри шестерні: [pic]
– ділильний діаметри колеса: [p
– діаметр вершини зубців шестерні і колеса:
– діаметри впадин зубців шестерні і колеса:
Радіальна сила в зачепленні зубців шестерні і колеса:
Визначаємо мінімальні діаметри валів:
де [pic]=30 МПа – допустимі напруження кручення для сталі.
4.4 Перший етап компоновки редуктора. Товщина стінок корпуса і кришки:
Основні розміри і відстані показані на рисунку 3.3.
Рисунок 3.3 – Основні параметри редуктора
Відстань до підшипників приймаємо згідно рисунку 36 і 40 мм. Відстань до
[pic] і [pic] відповідно [pic] і [pic].
Решта розмірів приймаємо в процесі проектування (див. додаток Д).
5 Перевірка довговічності підшипників
Вхідний вал перевіряти на міцність немає змісту оскільки на нього
діють дуже малі навантаження.
5.1 Проміжний вал. Обчислюємо реакції опор в площині XZ для чого
складаємо рівняння рівноваги вала:
[pic] тоді [pic][pic]
Обчислюємо реакції опор в площині YX для чого складаємо рівняння
[pic] тоді [pic][pic]=[pic]
Отже сумарні реакції опор рівні:
Згідно обчислених реакцій будуємо епюри навантаження валів
Рисунок 3.4 – Розрахункова схема вхідного вала
Підбираємо підшипники по опорі з меншим діаметром вала:
-внутрішній діаметр d=30мм;
-зовнішній діаметр D=55мм;
-ширина підшипника b=16мм.
Підшипник серії 60106 С=13.3 кН; С0=6.8 кН [1].
Для подальшого розрахунку визначимо відношення [pic] для першого
підшипника: [pic]=[pic] тоді згідно [1] по даному співвідношенню вибираю
коефіцієнт [pic]=0.24.
Визначимо навантаження першого підшипника [pic] по формулі:
Для другого підшипника: [pic] тоді згідно [1] по даному співвідношенню
вибираю коефіцієнт [pic]=0.3. Тоді визначимо навантаження другого
підшипника [pic] по формулі:
Користуючись даними [1] знаходимо осьове навантаження підшипників:
-для першого підшипника: [p
-для другого підшипника: [pic].
Як видно з розрахунків другий підшипник є більш навантаженим для нього
відношення: [pic] тоді згідно [1] [pic] а відношення [pic]>[pic] то
приведене навантаження [pic] визначаємо за формулою:
де [pic]– коефіцієнт осьового навантаження [pic]=[pic] [1].
Отже [pic]=[pic].[pic]
Теоретична довговічність першого підшипника [pic]визначається за
[pic][pic][pic] год.
Дана довговічність повністю задовольняє умову роботи пристрою.
5.2 Вихідний вал. Обчислюємо реакції опор в площині XZ для чого
з рівняння бачимо що [pic].
[pic] тоді [pic] тоді [pic]
Тоді загальні реакції:
- внутрішній діаметр d=35 мм;
- зовнішній діаметр D=72 мм;
-ширина підшипника b=23 мм.
Підшипник серії 60207С=25.5 кН; С0=13.7 кН [1].
Для подальшого розрахунку визначимо відношення [pic] для
першого підшипника: [pic]=[pic] тоді згідно [1] за даним співвідношенням
вибираємо коефіцієнт [pic]=0.25.
Користуючись даними [1] знаходимо осьове навантаження
-для першого та другого підшипника: [p
Рисунок 3.5 – Розрахункова схема вихідного вала
Як видно з розрахунків підшипники навантажені однаково. Для них
де [pic]– коефіцієнт осьового навантаження [pic]=[pic] [1с.353] тоді
Теоретична довговічність першого підшипника [pic]визначається
Розрахунок шпонкових з’єднань
Для з’єднання шпонкового вихідного валу вибираємо шпонку
призматичну [1] з наступними параметрами:
d1– діаметр вала d1 =28 мм;
h– висота шпонки h=9 мм;
b– ширина шпонки b =10 мм.
Умова міцності шпонки при розрахунку на зріз має наступну
[pic]– допустимі напруження на зріз шпонки [pic]=100[pic] [1].
Тоді [pic] отже умова міцності виконується.
Для з’єднання шківа з валом електродвигуна і вхідним валом вибираємо
шпонку призматичну [1] з наступними параметрами:
d1– діаметр вала d1 =25 мм;
Виконувати розрахунок на міцність данного шпонкового з’єднання
немає змісту тому що на валу електродвигуна моменти і сили значно менші
ніж на валах редуктора.
Рисунок 3.6 – Основні параметри шпонкового з’єднання
Муфту вибираємо по крутному моменту вихідного вала редуктора:
Отже вибираю муфту пружну пальцеву по ГОСТ 2076 - 89 з
максимально допустимим крутним моментом М=125 Н.м [1].
Під час виконання даної курсової роботи проаналізовано конструкцію
принцип дії та область застосування даного пристрою. Також вивчена методика
розрахунку відкритої ланцюгової передачі прямозубої циліндричної передачі
передачі гвинт-гайка а також здійснив підбір електродвигуна N=3 кВт.
В процесі виконання курсової роботи я також набув досвіду у роботі з
ДСТУ і ТУ а також навчився здійснювати аналіз конструкцій різних
підіймачів та інших пристроїв що використовуються в нафтогазовій
Список використаних джерел
Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин. Справочное пособие. – Минск.:
Вышейшая школа 1986.-324с.
Чернавский А.С. Курсовое проектирование деталей машин. – М.:
Машиностроение 1979.-256с.
Иванов М.Н. Детали машин. – М.: Высшая школа1991.-312с.
Чернавский С.А. Подшипники скольжения. – М.: Машино-строение 1963.-
Решетов Д.Н. Детали машин. Атлас. – М.: Машиностроение 1979.-232с.
Анурьев В.М. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1. – М.:
Машиностроение 1980.-412с.