Расчёт брашпиля
Средняя скорость выбирания:
υср=(lц1+lцп)/τ=(5+90,2)/634,67=0,15м/с
Скорость выбирания швартова:
υшв=(π*D2*n)/i=(З,14*0,322*1570)/170=9,34м/мин=0,156м/с
где n=1570об/мин - частота вращения ЭД, соответствующая моменту Мшв и определяется из графика.
Рассчитываем ручной привод для брашпиля из [20].
Наибольшая нагрузка, приходящаяся на одного работающего у брашпиля с рукояточными приводами, составляет:
Ppmax=Мmax/rp*zp
где rp=0,35м- радиус рукоятки
zp=2- число работающих
Мmах- максимальный момент на ведущем валу брашпиля
Mmax=(Pmax*Dpacч)/(2*i*η)
где i=5- передаточное число ручного брашпиля
Рmах= P1II≈23717,47Н
Мmах=(23717,47*0,32)/(2*5*0,73)=1039,67Н*м
Ррmах=1039,67/0,35*2=1485,24Н
Так как усилие на рукоятке Рmах=1485,24Н превышает допустимое в 160Н, то ручной привод не устанавливается. Ручной привод на брашпиле устанавливать не рекомендуется.
Частота вращения звёздочки брашпиля в передаточное число раз i=l70 должна быть меньше частоты вращения электродвигателя. Роль связующего звена в этой кинематической схеме играет редуктор, который уменьшает частоту вращения, увеличивает момент на грузовом валу.
Выбираем редуктор коническо-цилиндрический двухступенчатый КЦ1-200 с номинальным передаточным числом i=28 и главными размерениями:
А=200мм; Ач=375мм; L=900мм; Н=435мм; В=200мм; H1=225mm.
Так как передаточное число редуктора является ниже требуемого, то необходимо установить открытую передачу, которая бы обеспечивала условие:
Uм=Up*Uо.п.
где Uм- передаточное число якорно-швартовного механизма, Uм=170
Up=28- передаточное число редуктора
Uo.п.- передаточное число открытой передачи.
Uо.п.=Uм/Up= 170/28=6,07
Из стандартного ряда передаточных чисел выбираем Uо.п.=6,3. В связи с чем корректируется передаточное число механизма Uм=6,3*28=176,4.
Найдём параметры открытой передачи: nэд=nб=1610об/мин
где nэд- частота вращения электродвигателя
nб- частота вращения быстроходной ступени редуктора
nт=nб/Up=1610/28=57,5об/мин
где nт - частота вращения тихоходной ступени редуктора
nо.п.=nгр.в.= nт /Uо.п.=57,5/6,3=9,127об/мин
где nо.п.- частота вращения открытой передачи.
Крутящий момент на двигателе м.б. определяем по формуле:
Тдв=9550*(Рдв/nдв)=9550*(3/1610)=17,795Н*м
Крутящий момент на открытой передаче:
То.п.=Тдв*Uм*ηм=17,795*176,4*0,85=2668,2Н*м
где ηм=0,85- КПД механизма.
Определим межосевое расстояние зубчатой передачи:
где kа=495- вспомогательный размерный коэффициент
U=6,3- передаточное число открытой передачи
Т2н=Тo.п.=2668,2Н*м- крутящий момент на валу
kнβ=1,3- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца
σнр=466МПа
ψвa=0,25- коэффициент рабочей ширины венца зубчатого колеса
Из ряда стандартных межосевых расстояний выбираем аw=450мм
Определяем модуль зацепления: m=(0,01÷0,02)aw=4,5÷9
Принимаем m=6
Суммарное число зубьев передачи:
Zc=2*aw/6=2*450/6=150
Число зубьев шестерён:
zш=zc/U+l=150/6,3+1=21 зуб.
Число зубьев колеса:
zк=l50-21=129 зубьев.
Уточняем значение передаточного числа:
Uуточн= 129/21=6,143
Частота вращения открытой передачи:
nо.п.=nт/Uуточн=57,5/6,143=9,36об/мин
Действительная скорость выбирания якорной цепи:
υд=(nо.п.*π*D)/60=(9,36*3,14*0,32)/60=0,157м/с
Диаметры делительных окружностей:
d1=m1*z1=6*21=126MM
d2=m1*z2=6* 129=774мм
Диаметры впадин:
dr1=d1+2.5m1=126-2,5*6=l 11мм
dr2=d2+2.5m1=774-2,5*6=759мм
Диаметры вершин:
dа1=d1+2m1=126+2*6=138мм
da2=d2+2m1=774+2*6=786мм
Ширина колеса: Bψ=0,25*450=112мм
Ширина шестерни: Вф=112+5=117мм
где Т- крутящий момент на выходе из редуктора
Т=Тдв*Uр*η=17,795*28*0,95=473,ЗН*м
где η=0,95- КПД редуктора.
Из за ослабления шпоночным пазом диаметр увеличиваем на 8%.
d=53мм
Диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса: