Расчёт брашпиля

Страница 3

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:

Страницы: 1 2 3 4