12. Розрахунок приводу механізму підйому.

Схема механізму підйому.

Рис 1.14

1. Необхідне передаточне число приводу.

= = 31,19

2. Вибираємо редуктор Ц2-250 для якого:

32,43, 12, 75, 16, 83.

Номінальний крутний момент на проміжному валу 2

= =211,6 Нм

де - коефіцієнт корисної дії зубчастої передачі однієї ступені і пари підшийників кочення; = = 5,19 – передаточне число тихохідної ступені.

3. Номінальний крутний момент на швидкохідному валу

= = 25,65 Нм

4. Розрахунок закритих зубчастих передач редуктора.

Закриті зубчасті колеса редуктора розраховують на витривалість по контактних напруженнях та перевіряють міцність зубців на згин. Зубчасті колеса виготовляють з сталей 40, 45, 50, 40Х, 40ХН з відповідною термообробкою. Твердість поверхні шестерні повинна бути більшою за колесо на 20...30 одиниць НВ, с. 36,[4]. Розрахунок двохступінчастої співвісної зубчастої передачі починають з тихохідної прямозубої ступені.

5. Вибір матеріалу та допустимих напружень.

Матеріал шестерні - вибирають марку сталі та вид термообробки зубців, НRС або НВ, виписують границю текучості

Матеріал колеса - вибирають марку сталі та вид термообробки зубців, НRС або НВ, виписують границю текучості .

Матеріали зубчастих коліс

Таблиця 2

	Матеріал	Термообробка	Допустимі напруження, МПа	Твердість поверхні після гартування	Твердість, НВ
Шестерня Колесо	Сталь 40 Сталь 40	Покращення Нормалізація	600 560	54 48	300 270

13. Вибір муфти.

Для з’єднання вала двигуна та редуктора вибираємо втулково-пальцеву муфту з гальмівним шківом. Момент, що передає даний вал: М₁=25,65Нм.

Вибираємо муфту з такими параметрами:

• діаметр гальмівного шківа : D_T=200мм;

• розміри ступиці, не більше: d =40мм, D₁=115мм, l=80мм, L=100мм;

• число з’єднувальних пальців: n=4;

• маховий момент: M=30 Нм²;

• момент інерції: М_max=0,763 Нмс².

Габаритні розміри втулково-пальцевої муфти з гальмівним шківом

рис.1.15.

14. Розрахунок гальм.

    1. Визначення гальмівного моменту.

= · 1,75 = 32,25 Нм,

де К_Г = 1.75 - коефіцієнт запасу гальмування, табл.34,[4].

2. Діаметр гальмівного шківа.

= 2 · = 0,057 м,

де f = 0,35 - коефіцієнт тертя між фрикційною накладкою та гальмівним шківом,

табл.35,[4]; [q] - допустимий питомий тиск між фрикційною накладкою та гальмівним шківом в МПа, табл.35,[4].

Приймаємо: 60 мм.

3. Колова сила між гальмівним шківом та колодкою.

= = 537,5 H.

4. Сила тиску колодки на шків.

= = 1535,7 H.

Схема колодкового гальма з електромагнітом типу МО.

Рис.1.16

5. Необхідна сила на кінці важеля.

= = 731,3H,

де а і b - розміри плечей важеля, приймаються по аналогії з існуючими конструкціями, або визначаються наближено:

= + 40 =70 мм;

= 2,1 · 70 = 147 мм.

6. Розрахунок колодок (рис.1.17).

Схема колодки

Рис.1.17

Висота колодки = 0,75 · 60 = 45 мм - що відповідає куту обхвату колодки гальмівного шківа Частіше беруть , тоді .

Ширина колодки

= = 0,068 м,

так як колодка встановлюється на важіль, то її ширина має відповідати ширині важеля. Приймаємо

Визначення необхідного моменту електромагніта

= = 461,86 Нм

де = 0,65…1,3 мм – величина відходу колодок від шківа; _вс=0,9...0,95 - ККД важільної системи; , рад - кут, що відповідає куту повороту якоря електромагніта, =5,5...7,5 . По табл.ХХV,[4] вибирається електромагніт типу МО-100Б, та його розміри і параметри: плече штока l₁ = 22 мм, момент маси якоря М_як = 0.5 Нм.

7. Необхідна розрахункова сила основної замикаючої пружини.

= 731,3 + 40 + = 994,25 H

де F_д = 20...60Н -сила допоміжної пружини. Пружини виготовляють із сталі 60С2А.

					Курсовий проект
						15
Зм.	Арк.	№ Докум.	Підпис	Дата