Расчет деталей механизма подъема и опускания

Конструктивная разработка тележки для перевозки аккумуляторных батарей.  

Назначение приспособления

При проведении ТО сельскохозяйственной техники приходиться заниматься ремонтом и обслуживанием аккумуляторов. Аккумуляторы имеют большой вес, а механизаторам приходиться поднимать и перемещать их в ручную. Для удобства осуществления технического обслуживания аккумуляторов и облегчения труда рабочих возникает необходимость в устройстве для перевозки аккумуляторных батарей. Существующие конструкции различных захватов для аккумуляторов решают лишь часть задачи, они облегчают перемещение батареи, но наиболее сложный момент это снятие батареи с машины, где приходиться с большой высоты перемещать их на землю. В данном проекте предложена конструкция тележки с подъемной платформой.

Тележка предназначена для перевозки батарей на большие расстояния, например из зоны ТО в аккумуляторный участок и обратно. Тележка, также, может быть использована для перевозки бутылей с серной кислотой.

Подъемная платформа тележки предназначена для поднятия и удержания аккумуляторных батарей (двух) на определенной высоте, при установке и снятии с автомобиля или трактора. Подъемная платформа также может быть использована для постановки и снятия аккумуляторных батареи со стеллажей для зарядки, хранения, а также верстаков.

Устройство и работа тележки

Тележка состоит из рамы, подъемной платформы, механизма подъема и опускания платформы, колес передней и задней оси.

Колеса одной оси являются поворотными. Поворотные колеса закреплены в вилках, которые вращаются на упорных подшипниках.

   

 

Каркас платформы изготовлен из стальных гнутых равнополочных швеллеров, связанных между собой еще одним. Обвязка платформы выполнена из равнополочного уголка 2.5×2.5 мм.

Площадка платформы – стальной лист, который закреплен на каркасе прерывистым сварным швом.

К поперечному уголку приварен палец, за который поднимается платформа.

Все элементы платформы свариваются между собой ручной дуговой сваркой (электродом Э-42А).

Рама представляет собой сварную конструкцию из стальной холоднодеформированной трубы диаметром 28 мм и толщиной стенки 5мм. Балка рамы – равнополочный уголок 45 х 45 мм., к которому с концов приварены оси колес. В состав рамы входят верхний и нижний ролики цепи с корпусами. Корпус нижнего ролика является подвижным.

Механизм подъёма состоит из основания (поз. 1, см. спецификацию в приложении), блока колес (поз.2), вращающиеся втулки, которая притянута осью (поз. 5) и гайкой (поз.20) к основанию.

Ведущая шестерня (поз.6) фиксируется на валу (поз.10) с помощью сегментной шпонки. ОТ осевого смещения шестерню удерживает буртик вала и втулка (поз.8) на которой свободно вращается звездочка (поз.9).

Вал вращается в бронзовой втулке основания. На него на призматической шпонке (поз.28) посажены храповик (поз.13) и ступица (поз. 12). К последней с помощью двух болтов (поз.18) крепится рукоятка (поз.3).

Механизм подъема и опускания платформы через 4 штыря основания и гайки крепится к двум стяжкам рамы. Колеса тележки состоит из двух ступиц, между которыми зажата массивная резиновая шина. В одну из ступиц запрессована бронзовая втулка – подшипник скольжения.

 Основная работа тележки состоит в перемещении и поднимании аккумуляторных батарей. Перемещается тележка следующим образом

исполнитель прикладывает физическую силу к ручкам рамы в продольном направлении относительно оси рамы, при прикладывании силы в поперечном направлении происходит поворот вилок задних колес вокруг оси вращения. Поднятие аккумуляторных батарей на определенную высоту будет выглядеть так:

Ø аккумуляторная батарея устанавливается на площадку платформы,

Ø исполнитель прикладывает усилие к рукоятке механизма подъема и опускания платформы в направлении движения часовой стрелки,

Ø усилие через вал (поз.10) передается на ведущую шестерню (поз.6),

Ø через зубчатое зацепление усиление передается блоку колес (поз.2) и через звездочку блока колес – приводной роликовой цепи.

Ø через связь, к которой прикреплены концы цепи, усилие передается на палец рамы (поз.1) за который и происходит поднятие платформы.

При опускании рукоятка вращается против часовой стрелки переведя защелку механизма в нижнее положение.

 4.3 Выбор деталей тележки

Расчет деталей платформы

Рисунок 4.1 Силы действующие на платформу.

Сила F1 рассчитывается по формуле [6]:

                          F1= 2Ма g,                                                                (3.1)

где 2 – количество аккумуляторов,

            Ма – масса аккумуляторных батарей 6 ст.78 с электролитом [ 8 ], кг;

    g=10м/с – ускорение свободного падения,

                          F=2 ∙ 21,5∙10= 1430 Н

Условие прочности при изгибе продольной балки – стального равнополочного швеллера

                       σизг=10-6  Мх max/Wx≤[σизг] ,                                         (3.2)

где σизг – направление изгиба, Мпа;

Мх max – наибольший изгибающий момент, Н∙м;

Wx - популярный момент сопротивления при изгибе, м3;

     [σизг] – допускаемое напряжение при изгибе [6, табл.14].

Положение нейтральной линии для сечения определяется по формуле из [6, стр. 73]

V0=

Осевой момент инерции для сечения определяется по формуле[6, стр. 73]

Полярный момент сопротивления изгиба равен [6, стр. 73]

 

                

 

Наибольший изгибающий момент равен

 

                           Мx max=F1∙l1,                                                           (3.3)

где l1 – плечо действия силы F (см. рис. 3.1)

                           Мx max=1430∙0,72=1030 Н∙м

Момент сопротивления увеличивается в два раза, так как две балки.

Тогда подставив значения в формулу (3.2) получим

 

                            σизг=

 

Условие прочности на изгиб выполняется.

Из-за относительно большого плеча l1 действие силы необходимо произвести расчет на жесткость.

Условие жесткости балки

                           Vmax ≤ [V] ,                                                              (3.4)

где Vmax – наибольший прогиб балки;

  [V] = (1/500)∙l1 – допускаемая величина прогиба, устанавливается на основании эксплуатационных данных [6, стр.309]

          

                             Vmax =F1l1/3EJx ,                                                    (3.5)

где Jx – осевой момент инерции, м4;

Е – модуль упругости [6, табл.1], Па

 

                              Vmax=

 

Полученные значения Vmax и [V] подставляются в неравенство (3.4), тогда 0,68∙10-3≤1,44∙10-3 условие выполнено.

 

Уголок №4 (поз.3) рассчитывается исходя из условия прочности при изгибе, по формулам описанным выше, момент сопротивления определяется по табл. 3.9 [3, том1]

Максимальный изгибающий момент Мx max по схеме 14 [6, том1] равен

 

                                    Мx max=F2l2/8,                                                  (3.6)

 

где l2 – пролет уголка, м.

Сила F2 (Н) определяются по формуле

 

                                     F2=(2Мап)∙g,                                            (3.7)

 

где Мп – масса платформы, подсчитана по спецификации, кг

 

                                     F2=(2∙21,5+24,0)∙10=1670 Н

                                     Мx max=1670∙0,41/8=85,59 Н∙м

Известные величины подставляются в формулу (3.2)

 

                                     σизг=10-6  ∙85,59/10-6  ∙1,6=53,5≤150мПа

Палец 4 (см. рис.7) рассчитывается из условия прочности на изгиб

 

                                     Wx=πdп3/32,                                                   (3.8)

 

где dп – диаметр пальца.

                                    Wx=3,14∙0,0173/32=0,48∙10-6м3

                                     Мx max=1670∙0,035=58,45 Н∙м

                                     σизг=  мПа

Условие прочности выполнено.

 

4.3.2Расчет деталей рамы

Ось верхнего ролика испытывают на напряжении среза по двум плоскостям.

Условие прочности на срез

                                    τср= ср],                                           (3.9)

где К – число плоскостей среза;

  Sср – площадь среза, м2;

  [τср] – допускаемое напряжение среза [6, стр.86], MПа.

При диаметре оси 10 мм площадь среза равна

                                      Sср=                       

                                    τср=

Условие прочности на срез выполнено.

Верхняя поперечная балка рассчитывается из условия максимального прогиба. (формула 23)

По схеме 14 [6, стр.84] максимальный прогиб равен:

                                      Vmax=F2L3/192EJx,

где L3- длина балки, м.

 Jх- основной момент сопротивления поперечного сечения трубы, м4.

                                      Jx= ,

где dт- наружный диаметр трубы, м;

  S- толщина стенки трубы, м;

 

                                    Jx=

                                       Vmax=

 

 

[V]=

Получение значение Vmax  и [V] подставляются в неравенство (3.4)

0,115  условие жесткости выполнено.

Расчет деталей механизма подъема и опускания

Платформы

По суммарному весу платформы и поднимаемых аккумуляторных батарей – 1670 Н по табл. 1 [6, стр.427] выбирается однорядковая роликовая цепь типа: ПР – 12,7 – 120 – 1.

Платформа с аккумулятором батареей передвигается по цепи 2 на тянущую звездочку 9, которая тремя винтами притянута к зубчатому колесу 8. Зубчатое колесо через шестерню 3 связана с рукояткой 5

                                                                                                                       

Рисунок 4.2 Схема механизма подъема и опускания платформы.

1 – верхний ролик; 2 – цепь; 3 – ведущая шестерня; 4 – промежуточная звездочка; 5 – рукоятка; 6 – связь; 7 – натяжной ролик; 8 – зубчатое колесо;

9 – тянущая звездочка.

Момент на тянущей звездочке должен быть больше величины

                                             МтF2 /2,                                           (3.10)

 

где - диаметр делительной окружности звездочки, м.

                              Мт=1670 Н

Сила в зацеплении зубчатого колеса и шестерни будет равна:

                          

                              F3=                                                           (3.11)

где k- диаметр делительной окружности зубчатого колеса

 

                              F3=

Момент на валу ведущей шестерни и рукоятке равен

                              Мв=F3  (5.13)

где - диаметр ведущей шестерни, м.

                              Мв=904,58

Минимальное усилие на рукоятке, которое должен приложить исполнитель для поднятия платформы с аккумуляторной батареей равно:

 

                              Fp=Mв/l,                                                  (3.12)

где l - расстояние между осями вала и ручки рукоятки, м.

                                  

                             FP= 10,85/0,28=38,8 Н.

т.к. срок службы цепной передачи ограничивается чаще всего долговечностью цепи, то необходимо провести проверку цепи по допустимой полезной силе, которую может передать цепь с шарниром скольжения.

                                  F=                                               (3 .13)

 

где [p] – допускаемое давление в шарнире цепи, MПа. [12, стр.257];

  А – проекция опорной поверхности шарнира [12, стр.292];

  Кэ – коэффициент эксплуатации [12, стр.256].

                                  F=

Полученное значение F меньше усилия в цепи F2, значит, цепь способна передавать данное усилие.

Усилие, передаваемое сегментной шпонкой на шестерню 3 равно:

                                   Fшп=

где dв – посадочный диаметр вала под шестерню, м;

                                   Fшп= .             

Условие прочности шпонки на смятие

                                     σст= σсм ,

где Sсм – площадь смятения, выступающая из вала часть шпонки, м2.

см] – дополнительное напряжение смятия [6, стр. 86] MПа.

Размеры выступающей части шпонки известен из таблицы 10 [6]

                                   Sсм= k                               (3.14)

где k – высота шпонки над валом, м.

l – длина выступающей части шпонки, м.

Д – диаметр шпонки, м.

 

                                  Sсм= 0,0012

                               σсм= σсм]

Сегментная шпонки проверяется также на срез:

 

                                   τср= τср],                                     (3.15)

где Sср – площадь среза, м2.

ср] – допуск напряжения среза

                                    Sср=b

где b – ширина шпонки, м.

                                     Sср=0,003 .

                                     τср= ср]=75 MПа

Оба условия выполнены.

Зубчатое зацепление рассчитывается из условия контактной прочности зубьев [6, стр. 166]

                                     σн=zеzεzн н],          (3.16)

где Ze  - коэффициент, учитывающий механизм свойства материалов шестеренки и колесах [12], MПа.

Zε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий [12, стр 166]

Zн – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев [12, стр.167];

Кн – коэффициент нагрузки [6, стр.177];

bш – ширина зубчатого венца, м;

U – передаточное число;

н] – допускаемое контактное напряжение [6, стр.185], МПа

                                      [σн]= ,                              (3.17)

где √Кн – множитель, характеризующий увеличение номинальных напряжений;

    σнlim – предел контактной выносливости [6, стр.185], МПа;

   Sн – коэффициент запаса прочности;

    ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей;

 

ZV – коэффициент, учитывающий влияние скорости [6, стр.185]

 

                               [σн]=  МПа

         σн=  

Условие контактной прочности зубьев выполнено.

Зубья передачи также проверяются на изгибную прочность по формуле

 

                                σF= F] ,                                        (3.18) 

где КF – коэффициент нагрузки;

  YFS – коэффициент формы зубьев;

   М – модуль зубьев

 

                               [σF]= ,                                       (3.19)

где σFlim – предел выносливости при работе зубьев одной стороной [13, табл.109, стр.187];

  YR – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной

поверхности [13, стр.186];

   Yx – коэффициент размеров;

   Yb – коэффициент, учитывающий чувствительность материалов к концентрации напряжений [13, стр.188];

    SF – коэффициент запаса прочности

                 [σF]=      

                   σF=      

Условие прочности выполняется.

 

4.3.4 Расчет подшипника скольжения колеса тележки

Рисунок 4.3Схема расчета подшипников колеса тележки.

Для определения давления, испытываемого подшипника, используются рисунок 3.3 и формула

                      Р=  ,                                                                    (3.20)

где dn – внутренний диаметр подшипника, м;

  ln – длина подшипника, м;

  Fn – сила, действующая на подшипник, определяется по формуле

                       Fn= ,                                                             (3.21)

Суммарная сила, действующая на передние ролики платформы, находим по формуле

                      FΣ= ,                                              (3.22)

где mnл – масса платформы, кг;

                      FΣ=

Тогда

                       Fn=

 

Известные значения подставляются в формулу (3.20) получим

                       Р=676/0,024∙0,09=0,313 МПа

Полученное значение Р сравнивается с допускаемым [Р]

                        Р ≤ [Р]                                                                      (3.23)

                        0,113 ≤ 1 МПа

Удельные давления на подшипниках колеса тележки в пределах нормы.

                          

 


Дата добавления: 2018-02-18; просмотров: 701;