Предыдущая страница реферата | 31  32  33  34  35  36  37  38  39  40  41 | Следующая страница реферата

Nрасч = Мч.экв * n1 / 9550                                        (3.5.3.1.)

Nрасч = 28,5 * 800 / 9550 = 2,4 кВт

            Выбор необходимого типоразмера редуктора проводят по условию /4/:

К * Nрасч £ Nред. табл * (n1 / nвл),                    (3.5.3.2.)

где nвл - частота вращения червяка, об/мин;

n1 - частота вращения ротора электродвигателя, об/мин;

К - коэффициент, принимаемый в зависимости от режима работы; при режиме работы - легкий К = 0,40 /4/.

            По табл. 6. /4/ выбираем Чог-125.

            Техническая характеристика: nвл = 1000 об/мин; Nред = 2,8 кВт; hред = 0,74.

            Габаритные и присоединительные размеры редуктора Чог-125 показаны в табл. 7. /4/.

            Проверяем по условию 3.5.3.2.:

0,4 * 2,4 £ 2,8 * (800 / 1000)

0,96 £ 2,24

            Этот редуктор нас удовлетворяет.

3.5.4. Расчет открытой зубчатой передачи.

            Расчет открытой зубчатой передачи производится по той же методике, что и при механизме подъема груза.

            uо.п. = 10 - передаточное число открытой зубчатой передачи.

            1) Назначаем материал: для шестерни выбираем сталь марки 35ХГСЛ (улучшение, HB1 = 220), для колеса - сталь марки 35ГЛ (улучшение, HB1 = 190).

            2) Определяем модуль зацепления из условия прочности зубьев на изгиб по формуле 2.3.1. (Z1 = 20 - число зубьев шестерни).

            Для этого определим сначала допускаемое напряжение на изгиб по формуле 2.3.3.

            Средняя твердость НВ = (190+220) / 2 = 205.

            Предел выносливости зубьев при изгибе для выбранной марки стали sFlim b = 1,8 * НВ = 1,8 * 205 = 369 Мпа.

            Допускаемое напряжение на изгиб будет равно:

[sF] = (369 * 1 * 1) / 2 = 199,5 МПа

            Определяем модуль зацепления:

            По СТ СЭВ310-76 полученное значение модуля зацепления округляем до ближайшего стандартного значения по табл. 8. /4/; m = 7 мм.

            3) Расчет геометрических размеров шестерни и колеса.

            Делительные диаметры определяются по формулам 2.3.4.:

d1 = m * z1 = 7 * 20 = 140 мм

d2 = m * z2 = m * z1 * uо.п. = 7 * 20 * 10 = 1400 мм

            Диаметры вершин зубьев определяются по формулам 2.3.5.:

dа1 = d1 + 2 * m = 140 + 2 * 7 = 157 мм

dа2 = d2 + 2 * m = 1400 + 2 * 7 = 1414 мм

            Диаметры впадин зубьев определяются по формулам 2.3.6.:

df1 = d1 - 2,5 * m = 140 - 2,5 * 7 = 122,5 мм

df2 = d2 - 2,5 * m = 1400 - 2,5 * 7 = 1382,5 мм

            Ширина венца колеса и шестерни определяются по формулам 2.3.7.:

b2 = ybd * d1 = 0,5 * 140 = 70 мм

b1 = b2 + (2...5) = 70 + 4 = 74 мм

            Межосевое расстояние определяется по формуле 2.3.8.:

аw = 0,5 * (d1 + d2) = 0,5 * (140 + 1400) = 770 мм

            4) Определяем окружную скорость по формуле 2.3.9.:

v = (p * d1 * nш) / (60 * 1000) = (3,14 * 140 * 800) / (60 * 1000) = 5,9 м/с

            Назначаем 8-ю степень точности изготовления.

            5) Проверочный расчет на изгибочную прочность у основания зубьев шестерни выполняем по условию 2.3.10., где КFV  = 1,58 по табл.2.7. /7/:

            Условие на изгибную прочность выполняется.

            6) Определяем внутренние диаметры ступиц: для шестерни по формуле 2.3.11.; для колеса по формуле 2.3.12.:

            Наружные диаметры ступиц у торца для стальных колес определяются по формуле 2.3.13.:

для шестерни            dст = 1,6 * dв1 = 1,6 * 65 = 104 мм

для колеса                  dст = 1,6 * dв2 = 1,6 * 138 = 221 мм

            Длина ступиц определяется по формуле 2.3.14.:

для шестерни            lст = 1,2 * dв1 = 1,2 * 65 = 78 мм

для колеса                  lст = 1,2 * dв2 = 1,2 * 138 = 166 мм

            Толщина обода колеса определяется по формуле 2.3.15.:

D2 = 2,5 * m = 2,5 * 7 = 17,5 мм

            Толщина диска колеса определяется по формуле 2.3.16.:

С = 3 * m = 3 * 7 = 21 мм

3.6. Подбор соединительной и предохранительной муфт.

            После начала торможения кран мгновенно остановиться не может. В этом случае должно срабатывать предохранительное устройство - иначе произойдет поломка механизма. В качестве предохранительного устройства применяют муфту предельного момента фрикционного типа.

            Расчетный момент предохранительной фрикционной муфты определяется по формуле /4/:

Ммуф.фр. =1,2 * Мпуск * uред * hред ,                                   (3.6.1.)

где Мпуск - пусковой момент электродвигателя (для нашего двигателя Мпуск = 40 Н*м по табл. 6П. /2/).

Ммуф.фр. =1,2 * 40 * 40 * 0,74 =1314 Н*м

            Расчетный момент для выбора соединительной муфты между двигателем и редуктором определяется по формуле /4/:

Ммуф.с. =К1 * К2 * (Мст * hм) / uм ,                                (3.6.2.)

где  К1 - коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма; определяется по табл. 9. /4/ (при режиме работы - легкий К1 = 1,4);

К2 - коэффициент, учитывающий режим работы механизма, определяется по табл. 9. /4/ (при режиме работы - легкий К2 = 1,1);

Мст - статический момент, приведенный к валу двигателя, Н*м; определяется по формуле /4/:

Мст = (Мтр + Мв.ск) / (uм * hм),                            (3.6.3.)

Мст = (983,8 + 2184,8) / (400 * 0,7) = 11,3 Н*м

            По формуле 3.6.2. расчетный момент соединительной муфты будет равен:

Ммуф.с. =1,4 * 1,1 * (11,3 * 0,7) / 400        = 0,03 Н*м

            По табл. 11П. /2/ выбираем втулочно-пальцевую муфту с тормозным шкивом.

            Техническая характеристика: крутящий момент не более 2000 Н*м; маховый момент GD2муф = 2,05 кг*м2; диаметр тормозного шкива Dт = 300 мм; ширина тормозного шкива Вт = 145 мм.

3.7. Выбор тормоза и его расчет.

            Тормоз в механизме поворота служит для гашения сил инерции вращающихся масс крана, а также момента от ветровой нагрузки. Силы трения в опорах способствуют торможению.

            Тормозной момент определяется по формуле /5/:

            По табл.12П. /2/ выбираем двухколодочный пружинный тормоз типа ТКТ-300/200 с короткоходовым электромагнитом МО-200Б. Табличный момент этого тормоза равен 240 Н*м при ПВ - 40%, у нас же ПВ %. Тормозную ленту для обкладок выбираем типа А (по ГОСТ 1198-78), тормозной шкив - стальное литье.

            Техническая характеристика: Dт = 300 мм; Вт = 145 мм; а1 = 190 мм; а2 = 430 мм; Вк = 140 мм; Мя = 3,6 Н*м; е = 40 мм; a = 5,50; Мэм = 40 Н*м.

            Производим расчет тормоза по той же методике, что и в механизме подъема груза.

            Определяем силу трения между колодкой и шкивом по формуле 2.8.3.:

Fторм = Мторм / Dт = 111 / 0,3 = 370 Н

            Определяем усилие прижатия колодки к тормозному шкиву по формуле 2.8.4.:

N = Fтр / f = 370 / 0,37 = 1000 Н

            Определяем длину дуги колодки при угле обхвата тормозного шкива колодкой n = 700 по формуле 2.8.6.:

Lк = (p * Dт * n) / 360= (3,14 * 0,3 * 70) / 360 = 0,183 м

            Проверяем колодки на удельное давление по условию 2.8.5.:

р = N / (Bк * Lк) = 1000 / (0,14 * 0,183) = 39032 Па = 0,04 МПа,

что меньше 0,3 МПа - допускаемого значения для выбранных материалов.

Определяем окружную скорость на ободе шкива по формуле 2.8.9.:

v = (p * Dт * nдв) / 60 = (3,14 * 0,3 * 800) / 60 = 12,56 м/с

            Определяем расчетную скорость на ободе шкива по формуле 2.8.8.:

vр = с0 * v = 1,15 * 12,56 = 14,4 м/с

            Проверка колодки на нагрев по удельной мощности трения по формуле 2.8.7.:

А = p * vр * f = 0,4 * 14,4 * 0,37 = 0,2 МН/м*с £ [А] = 1,5...2,0 МН/м*с

Расчет рабочей пружины тормоза.

            Рабочее усилие в главной пружине определяется по формуле 2.8.10.:

Fгл = N * a1 / a2 + Mяк / е + Fbc

Fгл = 1000 * 0,19 / 0,43 + 3,6 / 0,04 + 40 = 571,9 Н

            Расчет пружины производим по расчетной силе Fр с учетом дополнительного сжатия по формуле 2.8.11.:

Рекомендуем скачать другие рефераты по теме: бесплатно рассказы, курсовые работы скачать бесплатно.



Предыдущая страница реферата | 31  32  33  34  35  36  37  38  39  40  41 | Следующая страница реферата

Поделитесь этой записью или добавьте в закладки