Проектирование и расчет силовых механизмов и привода электромеханического четырёхстоечного подъёмника

Расчет электромеханического четырёхстоечного подъёмника будет производится по методике изложенной в [1].

На рисунке 2.1 представлена кинематическая схема рассчитываемого подъемника.

 

Рисунок 2.1 – Кинематическая схема(1-электродвигатель; 2,3-опоры болта; 4-цепная передача; 5-гайка; 6-подъемная часть; 7-болт; 8-поднимаемый автомобиль).

Рисунок 2.2 – Схема передачи движения на ходовые гайки (1-электродвигатель; 2-ходовая гайка; 3-цепь.)

 

Вес поднимаемого груза определяется по формуле:

 

; (2.1)

 

где - это масса поднимаемого груза , кг.

Масса поднимаемого груза равна 2500 кг, тогда вес будет равен:

 

.

 

Максимальное значение расчетной силы определяется по формуле:

 

; (2.2)

 

где - коэффициент перегрузки, для механизмов равен 1,1.

 

.

 

Нагрузка на ходовую гайку:

 

; (2.3)

 

где  – число гаек, .

 

.

 

Перед нахождением диаметра резьбы предварительно выберем профиль резьбы. В нашем случае резьба будет трапецеидальная однозаходная. Кроме этого, когда заранее неизвестны высота гайки  и высота профиля резьбы , вводят соответствующие коэффициенты  и . Тогда средний диаметр резьбы будет равен:

 

; (2.4)

 

где , так как гайка цельная;

, так как резьба трапецеидальная;

- допустимое давление в резьбе, =4…6 МПа (сталь по серому чугуну).

 

.

 

Значение среднего диаметра принимаем после расчета винта на устойчивость, проведенного в разделе 3. По среднему диаметру определяем все остальные параметры резьбы (см. рис. 2.2):

 

 

Окончательное обозначение трапецеидальной однозаходной резьбы –

Tr 28x3 – 7H/7e, где 28 – наружный диаметр трапецеидальной резьбы, мм; 3 – шаг, мм; посадка 7Н/7е болтового соединения с зазором, 7 класс точности резьбы.

 

Рисунок 2.3 – Номинальные профили резьбы болта и гайки трапецеидальной однозаходной резьбы ( d – наружный диаметр наружной резьбы (болта); d ₂ – средний диаметр наружной резьбы; d ₃ - внутренний диаметр наружной резьбы; D ₁ – внутренний диаметр внутренней резьбы (гайки); D ₂ – средний диаметр внутренней резьбы; D ₄ – наружный диаметр внутренней резьбы).

 

КПД передачи болт-гайка определяется в зависимости от назначения передачи. В нашем случае вращательное движение преобразовывается в поступательное:

 

; (2.5)

 

где  - коэффициент учитывающий потери мощности на трение в опорах, =0,8…0,95; принимаем =0,9;

 - угол подъема винтовой линии по среднему диаметру резьбы, градус;

 - приведенный угол трения, градус.

Приведенный угол трения вычисляется по следующей формуле:

 

, градус; (2.6)

 

где  - приведенный коэффициент трения.

Приведенный коэффициент трения можно определить следующим образом:

 

; (2.7)

 

где  - коэффициент трения, ;

 - угол профиля трапецеидальной резьбы, .

 

.

 

Тогда, подставив полученное значение в формулу приведенного угла трения, получим:

 

.

 

Теперь найдем угол подъема винтовой линии по среднему диаметру:

 

, градус; (2.8)

 

где  - шаг резьбы, мм;

 - средний диаметр наружной резьбы (болта), мм.

 

.

 

Окончательно находим КПД:

 

.

 

Данная передача с самоторможением, так как  и значение КПД равное 0,23 находится в промежутке =0,2…0,35.

Время подъема:

 

; (2.9)

 

где  - высота подъема, м;  - скорость подъема, 2м/мин = 0,033 м/с.

 

Мощность на ведущем звене при известных значениях осевой силы  (Н) и скорости поступательного движения (м/с) выходного (ведомого) звена определяется по зависимости:

 

; (2.10)

.

 

Мощность на всех ходовых гайках равна:

 

 (2.11)

 

где - число ходовых гаек, =4.

 

 

Требуемая мощность электродвигателя с учетом цепной передачи определяется следующим образом:

 

; (2.12)

 

где  - КПД цепной передачи, .

 

.

 

Частоту вращения найдем по следующей формуле:

 

; (2.13)

 

где  - шаг резьбы, мм;

- число заходов резьбы, .

 

.

 

По требуемой мощности и частоте вращения ходового винта выбираем электродвигатель 4А132М8У3, у которого , а .