Вимоги до випробувань

Випробування підіймача проводяться за окремою програмою.

1.8 Економічні показники

Вартість повної комплектації підіймача не має перевищувати 5000 грн. Ефект від застосування підіймача отримується за рахунок високої продуктивності праці і якості та надійності піднімально-опускальних робіт.

1.9 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.

1.10 Порядок контролю і приймання розробки

Контроль за виконанням курсової роботи здійснюється по рейтинговій системі в шість етапів (по 15 балів). Приймання роботи здійснюється комісією.

2 Кінематична схема і принцип роботи підіймача

Кінематична схема підіймача приведена на рисунку 2.1.

При роботі підіймача крутний момент передається від електродвигуна-1, через пасову передачу-2 на циліндричний прямозубий одноступінчатий 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

3 Розрахунок пристрою

Вихідні дані:

-навантаження 50 кН;

-швидкість підйому 0,02 м/с;

-висота підйому 2 м;

-матеріал гвинтової пари: гвинт – сталь 45 загартована, гайка – бронза безолов’яна БрА9ЖЗЛ.

3.1 Розрахунок параметрів приводу

3.1.1 Визначаємо ККД приводу підіймача за формулою:

_пр= , (3.1)

де ККД передачі гвинт-гайка, 0,3...0,4, приймаю для доного пристрою 0,36 [1];

_– ККД циліндричної прямозубої передачі, =0,96 [1];

_– ККД пасової передачі, =0,95 [1];

_– ККД підшипників =0,98 [1];

_– ККД муфти =0,98 [1];

Отже ККД приводу рівний:

_пр=0,36·0,96·0,95·0,98 ·0,98=0,31.

Необхідна потужність двигуна:

,

де М – крутний момент, Н×м;

w - кутова швидкість гвинта, с^-1.

Вибираємо двигунтрьохфазний, асинхронний серії А02-51-6; =4 кВт; ковзання 5,1%; частота обертання n_дв=1000 хв^-1 [1].

Частота обертання гвинта:

,

де р – число заходів різьби;

Передавальне відношення редуктора, u:

.

Редуктор доцільно проектувати одноступінчастим, циліндричним, з прямозубими колесами.

Обчислимо номінальну частоту обертання двигуна:

.

Визначаємо передавальне відношення:

.

Оскільки в нашу схему приводу буде входити пасова передача і редуктор з одним ступенем, то розіб’ємо дане передавальне відношення між ними:

, тоді .

3.1.2 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:

– ведений вал редуктора: .

3.2.2 Кутова швидкість валів:

– вал електродвигуна:

– ведучий вал редуктора:

– ведений вал редуктора:

3.2.3 Обертальні моменти валів:

– вал електродвигуна:

– ведучий вал редуктора:

– ведений вал редуктора:

3.2 Розрахунок основних параметрів приводу

3.2.1 Середній діаметр різьби:

, (3.2)

де Fа – осьова сила, що діє гвинтову пару, Н;

g - коефіцієнт висоти головки гайки (g= ; Н_г – висота головки гайки), g= 1,2…2,5 для цілих гайок, і g= 2,5…3,5 для роз’ємних;

Р – допустимий тиск, значення, [Р]=12…13 МПа, бронза-сталь [1].

Отже .

3.2.2 Вибираємо трапецеєвидну різьбу за ГОСТ 9484 – 81: d =40мм; d ₂=37,0 мм; d ₁=34мм; р = 6,0мм; n_p=1;

де d ₁– ділильний діаметр різьби, мм;

d – діаметр вершин різьби, мм;

р – крок різьби.

Висота гайки обчислюється за формулою:

.

Кількість витків різьби гайки рівна:

.

Кут підйому різьби визначаємо за формулою:

де – ККД передачі гвинт-гайка, визначаємо за формулою:

. (3.3)

Самогальмування забезпечено, оскільки, < : [1].

3.2.3 Перевірка на міцність гвинта і гайки.

Обертальний момент рівний:

.

Дотичні напруження в небезпечному перерізі гвинта:

. (3.4)

Нормальне напруження в небезпечному перерізі гвинта:

. (3.5)

Небезпечний переріз в верхній частині гвинта, де розміщений верхній підшипник. Діаметр гвинта в місці посадки підшипників d₀ приймаємо рівним 30 мм.

Еквівалентне напруження:

. (3.6)

Коефіцієнт запасу міцності:

де – границя текучості матеріалу, =340 .

Отже умова міцності забезпечується: > .

Тоді з виразу: , ми можемо визначи-ти зовнішній діаметр гайки:

. (3.7)

Отже приймаємо зовнішній діаметр гайки =53 мм.

3.3 Розрахунок пасової передачі

По крутному моменту = , вибираю переріз паса-Б [1], в якого ширина , висота , , кут профілю канавки , діаметр меншого шківа .

Рисунок 3.2 – Розрахункова схема пасової передачі

3.3.1 Визначаємо діаметр веденого шківа, :

.

Приймаємо по таблиці 8.15 [1] стандартне значення

3.3.2 Визначаю швидкість паса, за формулою:

.

Рекомендується взяти між осьову відстань при заданому , з виразу:

.

3.3.3 Кут нахилу паса визначаю за формулою:

, тоді .

3.3.4 Довжину паса , визначаю за формулою:

стандартна довжина паса

Тоді число пробігів паса рівне: .

3.3.5 Визначимо уточнене значення міжосьової відстані за формулою:

(3.8)

3.3.6 Визначаю кут обхвату шківа, за формулою:

.

3.3.7 Визначаю колове зусилля на шківу, за формулою:

,

де –потужність електродвигуна, = .

3.3.8 Визначаю граничне колове зусилля, за формулою:

, (3.9)

де – коефіцієнт кута обхвату шківа, =0,92 ;

- швидкісний коефіцієнт, =1,04 ;

– коефіцієнт, що враховує режим роботи передачі, 0,7 ;

– граничне допустиме колове зусилля, 1,91 .

Отже: .

3.3.9 Визначаю необхідну кількість пасів, за формулою:

.

3.3.10 Початковий натяг пасів, визначаємо за формулою:

де –напруження що виникає при початковому натягу паса, =1,5 , .

3.3.11 Визначаю зусилля на вали, за формулою:

.

3.3.12 Вибираю розміри ведучого і веденого шківів :

– ширина пазів шківа, ;

– глибина пазів шківа, ;

– відстань між центрами пазів, ;

– відстань від центра паза до торця шківа, .