Расчет двухстоечного электромеханического подъемника (124149)

Посмотреть архив целиком









ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К РАСЧЕТНОМУ ЗАДАНИЮ


«Расчет основных механизмов

двухстоечного электромеханического подъемника»


Оглавление


1. Устройство и принцип работы винтового электромеханического подъёмника

2. Расчет силовой винтовой передачи

3. Расчет опорных роликов

4. Проверка на прочность поперечной балки

5. Расчет на прочность кронштейна поперечной балки

6. Расчет на прочность сварного шва

7. Определение параметров электродвигателя (мотора-редуктора)

8. Расчет стоимости подъемника

Литература


1. Устройство и принцип работы винтового электромеханического подъёмника


Рассмотрим устройство 2-стоечного напольного подъемника (рис. 1). Он состоит из двух коробчатых стоек и поперечины 2. В каждой стойке размещен винт 3, по которому перемещается грузоподъемная балка 4 с раздвижными подхватами 5. Ходовые винты приводятся во вращение от электродвигателя 6 через редуктор 7, установленный на одной из стоек. Вращение на другой винт передается с помощью цепной передачи 8, смонтированной внутри поперечины 2.

Подъемник крепится к полу анкерными болтами 9. Упорные ролики 10 освобождают винт от изгибающих усилий.


Рисунок 1 – Винтовой электромеханический подъемник.


2. Расчет силовой винтовой передачи


Средний диаметр винта и гайки:


d2 = √(Q/π*k1*k2*[q]), (1)


где Q – вес, приходящийся на каждую стойку,

k1 - отношение веса гайки h к среднему диаметру резьбы, принимаем


k1= h/d2 = 1,6


k2 – коэффициент, зависящий от вида резьбы, для трапецеидальной резьбы k2 = 0,5

[q] – допускаемое давление для резьбы, [q] = 10 МПа.

С учетом запаса прочности, необходимого для ходового винта подъемника, принимаем трапецеидальную однозаходную правую резьбу с диаметром d2 = 34мм и шагом h = 3 мм.

Принимаем материал винтовой коры:

для винта – Сталь 45;

для гайки – Бр ОЦС-6-6-3.

Проверяем условие самоторможения винта:


L< ρ, (2)


где L – угол подъема винтовой линии,

ρ – угол трения, для винтовой пары сталь-бронза ρ = 4º.


L = arctg (p/(π * dcp ), (3)


где р – шаг резьбы, р = 3 мм.

L = arctg (3/(3,14 * 34)) = 1,6º,


так как 1,6º<4º, то условие самоторможения выполняется.

Коэффициент полезного действия винтовой пары


η = tg L/tg (L + ρ), (4)

η = tg 1,6/tg (1,6 + 4) = 0,4


Выполним проверку винта на прочность с учетом совместного действия деформации сжатия и кручения. Условие прочности:


σпр < [σ], (5)


где σпр – приведенное напряжение от действия деформации сжатия и кручения

[σ] – допускаемое напряжение.


σпр = √(σсж2+4τ2), (6)


где σсж – напряжение сжатия,

τ – касательное напряжение.


σсж = 4Q/(π * d22) , (7)

Q = dcp2*π*k1*k2*[q] = 0,0342*3,14*1,6*0,5*10*106=22940 кН

σсж = 4 *22940/3,14*0,0342= 32*106 Па = 32 МПа,

τ = Мкр/Wр ,


где Мкр – крутящий момент, прилагаемый к винту,

Wр – полярный момент сопротивления


Мкр = 0,5*Q*d22*tg(L+ρ)+Мп , (9)


где Мп – момент трения на опорах винта


Мп = 0,25*d2*Q*f0 , (10)


где f0 – коэффициент трения в подшипниках, f0=0,01


Мп = 0,25*0,034*22940*0,01 = 2468 Н*м

Мкр = 0,5*22940*0,0342*tg(1,6+4)+2468 = 2516 Н*м ,

Wp = π*dв3/16 , (11)

dв = d2-H1-ac , (12)


где Н1 – высота профиля, Н1=1,5 мм,

aс – зазор по вершине резьбы, aс = 0,25.


dв = 34-1,5-0,25=32,25 мм

Wр = 3,14*0,032253/16 = 6,6*10-6мм3

τ = 2516/6,6*10-6 = 38,1 МПа

σпр = √(322+4*38,12)=82,6 МПа,

σпр = 82,6 МПа < [σ] = 160 МПа,


следовательно, условие прочности выполняется.

Далее выполняем проверочный расчет винта на продольный изгиб по внутреннему сечению.

Гибкость стержня


λ = μ*l/τmin , (13)


где μ – коэффициент приведенной длины стержня,

l – длина стержня, l = 1,5м,

τmin – минимальный радиус инерции рассчитываемого сечения стержня.


μ = μ1*μ2 , (14)


где μ1 – коэффициент, учитывающий способ заделки концов стержня, μ1= 0,7;

μ2 – коэффициент, учитывающий изменение формы стержня по длине,


μ2= 1

μ = 0,7*1=0,7

τmin = dmin/4 , (15)


dmin – минимальный диаметр стержня, который равен внутреннему диаметру резьбы, dmin =32,25 мм.


τmin = 32,25/4 = 8,06 мм.

λ = 0,7*1,5/8,06 = 130


Определяем по таблице коэффициент уменьшения допускаемого напряжения при продольном изгибе, при λ =130 для материала Сталь 45 φ=0,33

Допускаемое напряжение при расчете на устойчивость


[σу] = φ*[σ] , (16)

[σу] = 0,33*160 = 52,8 МПа


Запас устойчивости


nу = [σу]/σсж , (17)

nу = 52,8/32 = 1,65


так как nу = 1,65 больше требуемого nу = 1, то запас устойчивости достаточен.

Необходимое число витков резьбы в гайке


Z = 4*Q/(π*[g]*(dн2dв2)), (18)


где [g] – допускаемое удельное давление в сопряжении винт-гайка, для пары сталь-бронза принимаем [g] = 12 МПа,

dн – наружный диаметр винта,

dв – внутренний диаметр винта.


Z = 4*22940/(3,14*12*(0,0342 – 0,032252)) = 27


Высота гайки


h = p*z = 3*27 = 81 мм


Наружный диаметр гайки


Dн = √((4*Q*k/(π*[σp]))+dн2 , (19)


где k – коэффициент запаса прочности, k=1,5,

[σр] – допустимое напряжение в гайке на растяжение, [σp] = 40 МПа.


Dн = √((4*22940*1,5/(3,14*40))+32,252 = 69,5 мм.


3. Расчет опорных роликов


Нагрузка на один винт подъемника


Q = Ga*Kp/n , (20)


где Ga – сила веса автомобиля, Gа= 38200 Н,

Кр – коэффициент неравномерности распределения силы веса по стойкам, Кр = 1,2.


Q = 38200*1,2/2 = 22940 Н.



Длина плеча подхвата


СD = 0,25*B + L (21)


B – ширина автомобиля, В=1,5м,

L – запас по ширине на сторону, L=0,25…0,4м.


СD = 0,25*1,5 + 0,3 = 0,68м

АК=(0,3…0,5)*СD = 0,27м (22)

СК=(0,5…0,1)*АК = 0,08 м (23)

Силы, действующие на ролики, определяют исходя из системы уравнений


Σ Ма = Rk*АК – Q*CD

Σ X = Ra­Rk = 0 (24)


Откуда


Rk = Q*CD/АК = 22940*0,68/0,27 = 57724 Н (25)


Контактные поверхности роликов подвергаются термообработке.

Рассчитаем ролики по контактным напряжениям. Условие прочности:


[σk] < 0,418 √(q*Eпр/rпр) , (26)


где Епр – приведенный модуль упругости,

rпр – приведенный радиус кривизны,

q – распределенная нагрузка

Так как ролик и направляющая изготовлены из одного материала, то


Е1= Е2= Епр= 2*105 МПа , (27)

1/ρпр=1/r1+ 1/r2 (28)


r1 – радиус ролика, диаметр роликов примем d=0,06м, тогда r1=0,03м,

r2 – радиус направляющей, r2=∞


1/ρпр=1/r1= 1/0,03 = 33,3


После подстановки полученных результатов в уравнение (26) получим


q < (([σk]*d)/(2*0,174*E*S)) , (29)


где S – коэффициент запаса, S = 1,2…1,3,

[σk] – допускаемые напряжения при объемной закалке,


[σk] = 2,8*σт = 2,8*650 = 1820 МПа (30)

q < (((1820*106)2*0,034)/(2*0,174*2*1011*1,2))

q < 1348439


Длина ролика


l = Rк /q , (31)

l = 57724/1348439 = 0,04 м


Ролики в процессе качения по направляющим создают дополнительное усилие в винте


Qg = Rk*f*z , (32)


где f – коэффициент трения качения, f=0,01,

z – Число роликов в стойке, z = 2


Qg = 57724*0,01*2 = 1154 Н


Уточненное усилие на винте


Qу = Q + Qg , (33)

Qу = 37670 + 1154 = 39354 Н.


4. Проверка на прочность поперечной балки


Поперечная балка испытывает деформацию изгиба. Выполним ее проверку на прочность. Проверку производим по условию


σmax=Mmaxизг/Wz < [σ] , (34)


σmax – максимальное напряжение изгиба в балке, МПа,

Mmaxизг – максимальный изгибающий момент,

Wz – осевой момент сопротивления поперечного сечения,

[σ] – допускаемое напряжение изгиба, для материала Сталь 3

[σ]=120МПа.