Расчетное колличество часов работы редукторов. Проверка на сцепление ходовых колес с рельсом. Проверочный расчёт червячной передачи на прочность

1. Подбор электродвигателя и энерго-кинематический расчёт редуктора.

Расчет мощности и подбор мотор - редуктора

Подбор муфты

Расчет тормозного момента и выбор тормоза

Проверка на сцепление ходовых колес с рельсом

Выбор по основным характеристикам

Выбор по типу редуктора для привода

Классификация по числу ступеней и типу передачи

Передаточное число

Диапазон передаточных чисел для редукторов

Мощности

Расчет КПД

Показатели надежности

Купить мотор-редуктор

Передаточное число [I]

Крутящий момент редуктора

Эксплуатационный коэффициент (сервис-фактор)

Мощность привода

Коэффициент полезного действия (КПД)

Взрывозащищенные исполнения мотор-редукторов

Показатели надежности

Задание на проектирование

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет зубчатых колес редуктора

3. Предварительный расчет валов редуктора

4. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

5.ПОДБОР И ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА, ОПОРНЫЕ РЕАКЦИИ

6.ЗАПАС УСТАЛОСТНОЙ ПРОЧНОСТИ. Уточненный расчет валов

7. Расчет шпонок

9.СБОРКА РЕДУКТОРА

2. Расчёт зубчатых колес редуктора

Ресурс

4.1. Конструктивные размеры шестерни и колес

4.2. Конструктивные размеры корпуса редуктора

4.3.Компановка редуктора

5.1. Ведущий вал

5.2.Ведомый вал

6.1.Ведущий вал

6.2.Ведомый вал:

Проектирование и проверочный расчет редуктора

Покупка моторного редуктора – инвестиции в технико-технологические бизнес-процессы, которые должны быть не только обоснованными, но и окупаемыми. А окупаемость во многом зависит от выбора мотор-редуктора для конкретных целей. Осуществляется он на основе профессионального расчета мощности, размерности, производительной эффективности, требуемого уровня нагрузки для конкретных целей использования.

Во избежание ошибок, которые могут привести к раннему износу оборудования и дорогостоящим финансовым потерям, расчет мотор-редуктора должны производить квалифицированные специалисты. При необходимости его и другие исследования для выбора редуктора могут провести эксперты компании ПТЦ «Привод».

Длительный срок службы при обеспечении заданного уровня работы оборудования, с которым работает , – ключевая выгода при правильном выборе привода. Наша многолетняя практика показывает, что при определении требований исходить стоит из следующих параметров:

минимум 7 лет безремонтной работы для червячного механизма;
от 10–15 лет для цилиндрического привода.

В ходе определения данных для подачи заказа на производство мотор-редуктора ключевыми характеристиками являются:

мощность подключенного электродвигателя,
скорость вращения подвижных элементов системы,
тип питания мотора,
условия эксплуатации редуктора – режим работы и загрузки.

При расчете мощности электродвигателя для мотор-редуктора за основу берут производительность техники, с которой он будет работать. Производительность редукторного мотора во многом зависит от выходного момента силы и скоростью его работы. Скорость, как и КПД, может меняться при колебаниях напряжения в системе питания двигателя.

Скорость моторного редуктора – это зависимая величина, на которую влияют две характеристики:

передаточное число;
частота вращательных движений мотора.

В нашем каталоге есть редукторы с разными скоростными параметрами. Имеются модели с одним или несколькими скоростными режимами. Второй вариант предусматривает наличие системы регулирования скоростных параметров и применяется в случаях, когда во время эксплуатации редуктора необходима периодическая смена скоростных режимов.

Питание двигателя – осуществляется через подачу постоянного или переменного тока. Моторные редукторы постоянного тока рассчитаны на подключение к сети с 1 или 3 фазами (под напряжением 220 и 380В соответственно). Приводы переменного тока работают с напряжением 3, 9, 12, 24 или 27В.

Профессиональный в зависимости от эксплуатационных условий требует определения характера и частоты/интенсивности будущей эксплуатации. В зависимости от характера нагруженной деятельности, на которую рассчитан редуктор, это может быть устройство:

для работы в безударном режиме, с умеренными или сильными ударами;
с плавной системой пуска для уменьшения разрушительных нагрузок при запуске и остановке привода;
для продолжительной эксплуатации с частыми включениями (по количеству запусков в час).

По режиму работы мотор-редуктор может быть рассчитан на продолжительную работу двигателя без перегрева в особо тяжелом, тяжелом, среднем, легком режиме.

Профессиональный расчет с целью выбора редуктора всегда начинается с проработки схемы привода (кинематической). Именно она лежит в основе соответствия выбранного оборудования условиях будущей эксплуатации. Согласно данной схеме, вы можете выбрать класс мотор-редуктора. Варианты следующие.

:
- одноступенчатая передача, входной вал под прямым углом к выходному валу (скрещенное положение входного вала и выходного вала);
- двухступенчатый механизм с расположением входного вала параллельно или перпендикулярно выходному валу (оси могут располагаться вертикально/горизонтально).
:
- с параллельным положением входного вала и выходного вала и горизонтальным размещением осей (выходной вал с органом на входе находятся в одной плоскости);
- с размещением осей входного вала и выходного в одной плоскости, но соосно (расположены под любым углом).
Конически-цилиндрический. В нем ось входного вала пересекается с осью выходного вала под углом 90 градусов.

Ключевое значение при выборе мотор-редуктора имеет положение выходного вала. При комплексном подходе к подбору устройства следует учитывать следующее:

Цилиндрический и конический моторный редуктор , имея аналогичные червячному приводу вес и размеры, демонстрирует более высокий КПД.
Передаваемая цилиндрическим редуктором нагрузка в 1,5–2 раза выше, чем у червячного аналога.
Использование конической и цилиндрической передачи возможно только при размещении по горизонтали.

Тип редуктора	Число ступеней	Тип передачи	Расположение осей
Цилиндрический	1	Одна или несколько цилиндрических	Параллельное
	2		Параллельное/соосное
	3		Параллельное/соосное
	4		Параллельное
Конический	1	Коническая	Пересекающееся
Коническо-цилиндрический	2	Коническая Цилиндрическая (одна или несколько)	Пересекающееся/ Скрещивающееся
	3
	4
Червячный	1	Червячная(одна или две)	Скрещивающееся
Червячный	2	Червячная(одна или две)	Параллельное
Цилиндро-червячный или червячно- цилиндрический	2	Цилиндрическая (одна или две) Червячная (одна)	Скрещивающееся
Цилиндро-червячный или червячно- цилиндрический	3	Цилиндрическая (одна или две) Червячная (одна)	Скрещивающееся
Планетарный	1	Два центральных зубчатых колеса и сателлиты (для каждой ступени)	Соосное
	2
	3
Цилиндрическо-планетарный	2	Цилиндрическая (одна или несколько) Планетарная (одна или несколько)	Параллельное/соосное
	3
	4
Коническо-планетарный	2	Коническая (одна) Планетарная (одна или несколько)	Пересекающееся
	3
	4
Червячно-планетарный	2	Червячная (одна) Планетарная (одна или несколько)	Скрещивающееся
	3
	4
Волновой	1	Волновая (одна)	Соосное

Определение передаточного отношения выполняют по формуле вида:

U= n вх / n вых

n вх – обороты входного вала (характеристика электродвигателя) в минуту;
n вых – требуемое число оборотов выходного вала в минуту.

Полученное частное округляется до передаточного числа из типового ряда для конкретных типов мотор-редукторов. Ключевое условие удачного выбора электродвигателя – ограничение по частоте вращения входного вала. Для всех типов приводных механизмов она не должна превышать 1,5 тыс. оборотов в минуту. Конкретный критерий частоты указывается в технических характеристиках двигателя.

При вращательных движениях рабочих органов механизмов возникает сопротивление, которое приводит к трению – истиранию узлов. При грамотном выборе редуктора по показателю мощности он способен преодолевать это сопротивление. Потому этот момент имеет большое значение, когда нужно купить мотор-редуктор с долгосрочными целями.

Сама мощность – Р – считается как частное от силы и скорости редуктора. Формула выглядит так:

где:
M – момент силы;
N – обороты в минуту.

Для выбора нужного мотор-редуктора необходимо сопоставить данные по мощности на входе и выходе – Р1 и Р2 соответственно. Расчет мощности мотор-редуктора на выходе рассчитывается так:

где:
P – мощность редуктора;
Sf – эксплуатационный коэффициент, он же сервис-фактор.

На выходе мощность редуктора (P1 > P2) должна быть ниже, чем на входе. Норма данного неравенства объясняется неизбежными потерями производительности при зацеплении в результате трения деталей между собой.

При расчете мощностей обязательно применять точные данные: из-за разных показателей КПД вероятность ошибки выбора при использовании приблизительных данных близится к 80%.

КПД мотор-редуктора является частным деления мощности на выходе и на входе. Рассчитывается в процентах, формула имеет вид:

ñ [%] = (P2/P1) * 100

При определении КПД следует опираться на следующие моменты:

величина КПД прямо зависит от передаточного числа: чем оно выше, тем выше КПД;
в ходе эксплуатации редуктора его КПД может снизиться – на него влияет как характер или условия эксплуатации, так и качество используемой смазки, соблюдение графика плановых ремонтов, своевременное обслуживание и т. д.

В таблице ниже приведены нормы ресурса основных деталей мотор-редуктора при длительной работе устройства с постоянной активностью.

ПТЦ «Привод» – производитель редукторов и мотор-редукторов с разными характеристиками и КПД, которому не безразличны показатели окупаемости его оборудования. Мы постоянно работаем не только над повышением качества нашей продукции, но и над созданием самых комфортных условий ее приобретения для вас.

Специально для минимизации ошибок выбора нашим клиентам предлагается интеллектуальный . Чтобы воспользоваться этим сервисом, не нужны специальные навыки или знания. Инструмент работает в режиме онлайн и поможет вам определиться с оптимальным типом оборудования. Мы же предложим лучшую цену мотор-редуктора любого типа и полное сопровождение его доставки.

Наличие кинематической схемы привода упростит выбор типа редуктора. Конструктивно редукторы подразделяются на следующие виды:

Передаточное число редуктора рассчитывается по формуле:

I = N1/N2

где
N1 – скорость вращения вала (количество об/мин) на входе;
N2 – скорость вращения вала (количество об/мин) на выходе.

Полученное при расчетах значение округляется до значения, указанного в технических характеристиках конкретного типа редукторов.

Таблица 2. Диапазон передаточных чисел для разных типов редукторов

ВАЖНО!
Скорость вращения вала электродвигателя и, соответственно, входного вала редуктора не может превышать 1500 об/мин. Правило действует для любых типов редукторов, кроме цилиндрических соосных со скоростью вращения до 3000 об/мин. Этот технический параметр производители указывают в сводных характеристиках электрических двигателей.

Крутящий момент на выходном валу – вращающий момент на выходном валу. Учитывается номинальная мощность , коэффициент безопасности [S], расчетная продолжительность эксплуатации (10 тысяч часов), КПД редуктора.

Номинальный крутящий момент – максимальный крутящий момент, обеспечивающий безопасную передачу. Его значение рассчитывается с учетом коэффициента безопасности – 1 и продолжительность эксплуатации – 10 тысяч часов.

Максимальный вращающий момент {M2max] – предельный крутящий момент, выдерживаемый редуктором при постоянной или изменяющейся нагрузках, эксплуатации с частыми пусками/остановками. Данное значение можно трактовать как моментальную пиковую нагрузку в режиме работы оборудования.

Необходимый крутящий момент – крутящий момент, удовлетворяющим критериям заказчика. Его значение меньшее или равное номинальному крутящему моменту.

Расчетный крутящий момент – значение, необходимое для выбора редуктора. Расчетное значение вычисляется по следующей формуле:

Mc2 = Mr2 x Sf ≤ Mn2

где
Mr2 – необходимый крутящий момент;
Sf – сервис-фактор (эксплуатационный коэффициент);
Mn2 – номинальный крутящий момент.

Сервис-фактор (Sf) рассчитывается экспериментальным методом. В расчет принимаются тип нагрузки, суточная продолжительность работы, количество пусков/остановок за час эксплуатации мотор-редуктора. Определить эксплуатационный коэффициент можно, используя данные таблицы 3.

Таблица 3. Параметры для расчета эксплуатационного коэффициента

Тип нагрузки	К-во пусков/остановок, час	Средняя продолжительность эксплуатации, сутки
Тип нагрузки	К-во пусков/остановок, час	<2	2-8	9-16h	17-24
Плавный запуск, статичный режим эксплуатации, ускорение массы средней величины	<10	0,75	1	1,25	1,5
	10-50	1	1,25	1,5	1,75
	80-100	1,25	1,5	1,75	2
	100-200	1,5	1,75	2	2,2
Умеренная нагрузка при запуске, переменный режим, ускорение массы средней величины	<10	1	1,25	1,5	1,75
	10-50	1,25	1,5	1,75	2
	80-100	1,5	1,75	2	2,2
	100-200	1,75	2	2,2	2,5
Эксплуатация при тяжелых нагрузках, переменный режим, ускорение массы большой величины	<10	1,25	1,5	1,75	2
	10-50	1,5	1,75	2	2,2
	80-100	1,75	2	2,2	2,5
	100-200	2	2,2	2,5	3

Правильно рассчитанная мощность привода помогает преодолевать механическое сопротивление трения, возникающее при прямолинейных и вращательных движениях.

Элементарная формула расчета мощности [Р] – вычисление соотношения силы к скорости.

При вращательных движениях мощность вычисляется как соотношение крутящего момента к числу оборотов в минуту:

P = (MxN)/9550

где
M – крутящий момент;
N – количество оборотов/мин.

Выходная мощность вычисляется по формуле:

P2 = P x Sf

где
P – мощность;
Sf – сервис-фактор (эксплуатационный коэффициент).

ВАЖНО!
Значение входной мощности всегда должно быть выше значения выходной мощности, что оправдано потерями при зацеплении:

P1 > P2

Нельзя делать расчеты, используя приблизительное значение входной мощности, так как КПД могут существенно отличаться.

Расчет КПД рассмотрим на примере червячного редуктора. Он будет равен отношению механической выходной мощности и входной мощности:

ñ [%] = (P2/P1) x 100

где
P2 – выходная мощность;
P1 – входная мощность.

ВАЖНО!
В червячных редукторах P2 < P1 всегда, так как в результате трения между червячным колесом и червяком, в уплотнениях и подшипниках часть передаваемой мощности расходуется.

Чем выше передаточное отношение, тем ниже КПД.

На КПД влияет продолжительность эксплуатации и качество смазочных материалов, используемых для профилактического обслуживания мотор-редуктора.

Таблица 4. КПД червячного одноступенчатого редуктора

Передаточное число	КПД при a w , мм
Передаточное число	40	50	63	80	100	125	160	200	250
8,0	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93	0,94	0,95	0,96
10,0	0,87	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93	0,94	0,95
12,5	0,86	0,87	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93	0,94
16,0	0,82	0,84	0,86	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93
20,0	0,78	0,81	0,84	0,86	0,87	0,88	0,89	0,90	0,91
25,0	0,74	0,77	0,80	0,83	0,84	0,85	0,86	0,87	0,89
31,5	0,70	0,73	0,76	0,78	0,81	0,82	0,83	0,84	0,86
40,0	0,65	0,69	0,73	0,75	0,77	0,78	0,80	0,81	0,83
50,0	0,60	0,65	0,69	0,72	0,74	0,75	0,76	0,78	0,80

Таблица 5. КПД волнового редуктора

Таблица 6. КПД зубчатых редукторов

Мотор-редукторы данной группы классифицируются по типу взрывозащитного исполнения:

«Е» – агрегаты с повышенной степенью защиты. Могут эксплуатироваться в любом режиме работы, включая внештатные ситуации. Усиленная защита предотвращает вероятность воспламенений промышленных смесей и газов.
«D» – взрывонепроницаемая оболочка. Корпус агрегатов защищен от деформаций в случае взрыва самого мотор-редуктора. Это достигается за счет его конструктивных особенностей и повышенной герметичности. Оборудование с классом взрывозащиты «D» может применяться в режимах предельно высоких температур и с любыми группами взрывоопасных смесей.
«I» – искробезопасная цепь. Данный тип взрывозащиты обеспечивает поддержку взрывобезопасного тока в электрической сети с учетом конкретных условий промышленного применения.

Показатели надежности мотор-редукторов приведены в таблице 7. Все значения приведены для длительного режима эксплуатации при постоянной номинальной нагрузке. Мотор-редуктор должен обеспечить 90% указанного в таблице ресурса и в режиме кратковременных перегрузок. Они возникают при пуске оборудования и превышении номинального момента в два раза, как минимум.

Таблица 7. Ресурс валов, подшипников и передач редукторов

По вопросам расчета и приобретения мотор редукторов различных типов обращайтесь к нашим специалистам. можно ознакомиться с каталогом червячных, цилиндрических, планетарных и волновых мотор-редукторов, предлагаемых компанией Техпривод.

Романов Сергей Анатольевич,
руководитель отдела механики
компании Техпривод.

Другие полезные материалы:

Задание на проектирование 3

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода 4

2. Расчет зубчатых колес редуктора 6

3. Предварительный расчет валов редуктора 10

4. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА 13

4.1. Конструктивные размеры шестерни и колес 13

4.2. Конструктивные размеры корпуса редуктора 13

4.3.Компановка редуктора 14

5.ПОДБОР И ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА, ОПОРНЫЕ РЕАКЦИИ 16

5.1. Ведущий вал 16

5.2.Ведомый вал 18

6.ЗАПАС УСТАЛОСТНОЙ ПРОЧНОСТИ. Уточненный расчет валов 22

6.1.Ведущий вал 22

6.2.Ведомый вал: 24

7. Расчет шпонок 28

8.ВЫБОР СМАЗКИ 28

9.СБОРКА РЕДУКТОРА 29

ЛИТЕРАТУРА 30

Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор для привода к ленточному конвейеру.

Кинематическая схема:

1. Электродвигатель.

2. Муфта электродвигателя.

3. Шестерня.

4. Колесо.

5. Муфта барабана.

6. Барабан ленточного конвейера.

Технические требования: мощность на барабане конвейера Р б =8,2 кВт, частота вращения барабана n б =200 об/мин.

КПД пары цилиндрических зубчатых колес η з = 0,96; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η п.к = 0,99; КПД муфты η м = 0,96.

Общий КПД привода

η общ =η м 2 ·η п.к 3 ·η з = 0,97 2 ·0,99 3 ·0,96=0,876

Мощность на валу барабана Р б =8,2 кВт, n б =200 об/мин. Требуемая мощность электродвигателя:

Р дв =
=
= 9.36 кВт

N дв = n б ·(2...5)=
= 400…1000 об/мин

Выбираем электродвигатель, исходя из требуемой мощности Р дв =9,36 кВт, электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 750 об/мин 4А160M6У3, с параметрами Р дв =11,0 кВт и скольжением 2,5% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения двигателя:

n дв = об/мин.

Передаточное число i = u = n ном / n б = 731/200=3,65

Определяем частоты вращения и угловые скорости на всех валах привода:

n дв = n ном = 731 об/мин

n 1 = n дв = 731 об/мин

об/мин

n б = n 2 = 200,30 об/мин

где - частота вращения электродвигателя;

- номинальная частота вращения электродвигателя;

- частота вращения быстроходного вала;

- частота вращения тихоходного вала;

i = u - передаточное число редуктора;

- угловая скорость электродвигателя;

-угловая скорость быстроходного вала;

-угловая скорость тихоходного вала;

-угловая скорость приводного барабана.

Определяем мощность и вращающий момент на всех валах привода:

Р дв =Р треб = 9,36 кВт

Р 1 =Р дв ·η м = 9.36·0,97=9,07 кВт

Р 2 =Р 1 ·η п.к 2 ·η з = 9,07·0,99 2 ·0,96=8,53 кВт

Р б =Р 2 · η м ·η п.к = 8.53·0,99·0,97=8,19 кВт

где
- мощность электродвигателя;

- мощность на валу шестерни;

- мощность на валу колеса;

- мощность на валу барабана.

Определяем вращающий момент электродвигателя и вращающие моменты на всех валах привода:

где - вращающий момент электродвигателя;

- вращающий момент быстроходного вала;

- вращающий момент тихоходного вала;

- вращающий момент приводного барабана.

Для шестерни и колеса выбираем материалы со средними механическими характеристиками:

Для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230;

Для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 200.

Рассчитываем допускаемые контактные напряжения по формуле:

где σ H lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

К HL – коэффициент долговечности;

– коэффициент безопасности.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

σ H lim b = 2НВ+70;

К HL принимаем равным 1, т.к. проектируемый срок службы более 5 лет; коэффициент безопасности =1,1.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

для шестерни
= МПа

для колеса =
МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

Условие
выполнено.

Межосевое расстояние из условий контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле:

где
- твердость поверхностей зубьев. Для симметричного расположения колес относительно опор и при твердости материала ≤350НВ принимаем в интервале (1 – 1,15). Примем =1,15;

ψ ba =0,25÷0,63 – коэффициент ширины венца. Принимаем ψ ba = 0,4;

K a = 43 – для косозубых и шевронных передач;

u - передаточное число. и = 3,65;

Принимаем межосевое расстояние
, т.е. округляем до ближайшего целого числа.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m n =
=
мм;

принимаем по ГОСТ 9563-60 m n =2 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10 о и рассчитаем число зубьев шестерни и колеса:

Z1=

Принимаем z 1 = 34, тогда число зубьев колеса z 2 = z 1 · u = 34·3.65=124,1. Принимаем z 2 = 124.

Уточняем значение угла наклона зубьев:

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

Проверка:
мм;

диаметры вершин зубьев:

d a 1 = d 1 +2 m n =68,86+2·2=72,86 мм;

d a 2 = d 2 +2 m n =251,14+2·2=255,14 мм;

диаметры впадин зубьев:d f 1 = d 1 - 2 m n =68,86-2·2=64,86 мм;

d f 2 = d 2 - 2 = 251,14-2·2=247,14 мм;

определяем ширину колеса : b 2=

определяем ширину шестерни: b 1 = b 2 +5мм =64+5=69 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

При такой скорости для косозубых колёс принимаем 8-ю степень точности, где коэффициент нагрузки равен:

К Нβ принимаем равным 1,04.

, т.к. твердость материала меньше 350НВ.

Таким образом, K H = 1,04·1,09·1,0=1,134.

Проверяем контактные напряжения по формуле:

Рассчитываем перегруз:

Перегруз в пределах нормы.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная:

;

радиальная:

где
=20 0 -угол зацепления в нормальном сечении;

=9,07 0 -угол наклона зубьев.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

где
=1,1 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузок);

=1,1 – коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности);

Коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев

Допускаемое напряжение по формуле

Для стали 45 улучшенной при твердости НВ≤350 σ 0 F lim b =1,8 НВ.

Для шестерни σ 0 F lim b =1,8·230=415 МПа; для колеса σ 0 F lim b =1,8·200=360 МПа.

=΄˝ - коэффициент безопасности, где ΄=1,75, ˝=1 (для поковок и штамповок). Следовательно, .=1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни
МПа;

для колеса
МПа.

Находим отношение
:

для шестерни
;

для колеса
.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y β и K Fα:

где К Fα - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

=1,5 - коэффициент торцового перекрытия;

n=8 -степень точности зубчатых колес.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

;

Условие прочности выполнено.

Диаметры валов определяем по формуле:

Для ведущего вала [τ к ] = 25 МПа; для ведомого [τ к ] = 20 МПа.

Ведущий вал:

Для двигателя марки 4А 160М6У3 =48 мм. Диаметр вала d в1 =48

Примем диаметр вала под подшипниками d п1 =40 мм

Диаметр муфты d м =0,8·=
=38,4 мм. Принимаем d м =35 мм.

Свободный конец вала можно определить по приближенной формуле:

где d п – диаметр вала под подшипник.

Под подшипниками принимаем:

Тогда l =

Схематичная конструкция ведущего вала изображена на рис. 3.1.

Рис. 3.1. Конструкция ведущего вала

Ведомый вал.

Диаметр выходного конца вала:

, принимаем ближайшее значение из стандартного ряда

Под подшипниками берем

Под зубчатым колесом

Схематичная конструкция ведомого (тихоходного) вала показана на рис.3.2.

Рис. 3.2. Конструкция ведомого вала

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

Шестерню выполняем за одно целое с валом. Её размеры:

ширина

диаметр

диаметр вершины зубьев

диаметр впадин
.

Колесо кованое:

ширина

диаметр

диаметр вершины зубьев

диаметр впадин

диаметр ступицы

длина ступицы,

принимаем

Толщина обода:

принимаем

Толщина диска:

Толщина стенок корпуса и крышки:

Принимаем

Принимаем
.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

нижнего пояса корпуса:

Принимаем
.

Диаметр болтов:

фундаментальных ; принимаем болты с резьбой М16;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

; принимаем болты с резьбой М12;

соединяющих крышку с корпусом ; принимаем болты с резьбой М8.

Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняется в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; масштаб 1:1.

Размеры корпуса редуктора:

принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса (при наличии ступицы зазор берем от торца ступицы) ; принимаем А 1 =10мм; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса
;

принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса ; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники однорядные средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников
и
.(Таблица 1).

Таблица 1:

Габариты намеченных подшипников

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца.

Эскизная компоновка изображена на рис. 4.1.

Из предыдущих расчетов имеем:

Определяем опорные реакции.

Расчетная схема вала и эпюры изгибающих моментов изображены на рис. 5.1

В плоскости YOZ:

Проверка:

в плоскости XOZ:

Проверка:

в плоскости YOZ:

сечение 1:
;

сечение 2: M
=0

Сечение 3: М

в плоскости XOZ:

сечение 1:
;

сечение2:

сечение3:

Подбираем подшипник по наиболее нагруженной опоре. Намечаем радиальные шариковые подшипники 208: d =40 мм; D =80 мм; В =18 мм; С =32,0 кН; С о = 17,8кН.

где R B =2267,3 Н

- температурный коэффициент.

Отношение
; этой величине соответствует
.

Отношение
; Х=0,56 и Y =2,15

Расчетная долговечность по формуле:

где
- частота вращения ведущего вала.

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

Расчетная схема вала и эпюры изгибающих моментов изображены на рис. 5.2

Определяем опорные реакции.

В плоскости YOZ:

Проверка:

В плоскости ХOZ:

Проверка:

Суммарные реакции в опорах А и В:

Определяем моменты по участкам:

в плоскости YOZ:

сечение 1: при х=0,
;

при x = l 1 , ;

сечение 2: при x = l 1 , ;

при х= l 1 + l 2 ,

сечение 3:;

в плоскости XOZ:

сечение 1: при х=0, ;

при x = l 1 , ;

сечение 2: при х= l 1 + l 2 ,

сечение 3: при x = l 1 + l 2 + l 3 ,

Строим эпюры изгибающих моментов.

Подбираем подшипник по наиболее нагруженной опоре и определяем их долговечность. Намечаем радиальные шариковые подшипники 211: d =55 мм; D =100 мм; В =21 мм; С =43,6 кН; С о = 25,0 кН.

где R A =4290,4 Н

1 (вращается внутреннее кольцо);

Коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров;

Температурный коэффициент.

Отношение
; этой величине соответствует e=0,20.

Отношение
, тогда Х=1, Y=0. Поэтому

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч.

где
- частота вращения ведомого вала.

Примем, что нормальные напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по пульсирующему.

Уточненный расчет валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений вала и сравнении их с требуемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при
.

Сечение 1: при х=0, ;

при х= l 3 , ;

Сечение 2: при х= l 3 , ;

при х= l 3 + l 2 , ;

Сечение 3: при х= l 3 + l 2 , ;

при х= l 3 + l 2 + l 1 , .

Крутящий момент:

Определяем опасные сечения. Для этого схематически изображаем вал (рис. 8.1)

Рис. 8.1 Схематическое изображение ведущего вала

Опасными являются два сечения: под левым подшипником и под шестерней. Они опасны, т.к. сложное напряженное состояние (изгиб с кручением), изгибающий момент значительный.

Концентраторы напряжений:

1) подшипник посажен по переходной посадке (напрессовка менее 20 МПа);

2) галтель (или проточка).

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности.

При диаметре заготовки до 90мм
среднее значение предела прочности для стали 45 с термообработкой - улучшение
.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом:

Т.к. давление напрессовки меньше 20 МПа, то снижаем значение данного отношения на 10 %.

для упомянутых выше сталей принимаем
и

Изгибающий момент из эпюр:

Осевой момент сопротивления:

Амплитуда нормальных напряжений:

Среднее напряжение:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений по формуле:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям по формуле:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям по формуле:

Результирующий коэффициент больше допустимых норм (1,5÷5). Следовательно, диаметр вала нужно уменьшить, что в данном случае делать не следует, т.к. такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

Определяем суммарные изгибающие моменты. Значения изгибающих моментов по участкам берем с эпюр.

Сечение 1: при х=0, ;

при х= l 1 , ;

Сечение 2: при х= l 1 , ;

при х= l 1 + l 2 , ;

Сечение 3: при х= l 1 + l 2 , ; .

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения по формуле:

Т.к. результирующий коэффициент запаса прочности под подшипником меньше 3,5, то уменьшать диаметр вала не надо.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности определяем по формуле:

Максимальные напряжения смятия при стальной ступице [σ см ] = 100120 МПа, при чугунной [σ

Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях
=400,91 МПа и скорости
рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна
Принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ20799-75).

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 0 С;

в ведомый вал закладывают шпонку
и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собрание валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры ведомого вала закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают резиновые армированные манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки болтами.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый указатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.Расчет расчетов сводим в таблицу 2: Таблица 2 Геометрические параметры тихоходной ступени цилиндрического редуктора Параметры...

Курсовая работа >> Промышленность, производство

Есть выбор электродвигателя, проектирование и проверочный расчет редуктора и его составных частей. В... Вывод: ΔU = 1% редуктора [ΔU] = 4% ), кинематический расчет выполнен удовлетворительно. 1.4Расчет частот, мощностей...

Введение

Редуктором называют механизм, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для понижения частоты вращения и повышения крутящего момента на выходе.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колёса, валы,

Лист

подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания подшипников и зацеплений (например, внутри корпуса редуктора может быть помещён шестеренный масляный насос или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Работа выполнена в рамках дисциплины «Теория механизмов и машин и детали машин» на основании задания кафедры механики. Согласно заданию, необходимо сконструировать соосный двухступенчатый цилиндрический редуктор с раздвоением мощности для привода

к исполнительному механизму с мощностью на выходе 3.6 кВт и частотой вращения 40 об/мин.

Редуктор выполняется в закрытом варианте, срок службы неограничен. Разработанный редуктор должен быть удобным в эксплуатации, должны максимально использоваться стандартизированные элементы, а также редуктор должен иметь как можно меньшие габариты и вес.

Привод исполнительного механизма может быть представлен следующей схемой (Рис.1.1.).

Рис. 1.1 - Схема передачи

Рис.1.2. - Кинематическая схема редуктора.

Заданная передача представляет собой двухступенчатый редуктор. Соответственно, рассматриваем 3 вала: первый – входной с угловой скоростью , моментом, мощностью, частотой вращения; второй – промежуточный с,,
,, и третий – выходной,,,

1 Энерго-кинематический расчет редуктора.

Согласно исходным данных,
об/мин,
КВт,

Крутящий момент на третьем валу:

Коэффициент полезного действия редуктора:

КПД пары цилиндрических зубчатых колес

- КПД подшипников качения (см. таблица 1.1) ,

Требуемая мощность электродвигателя:

Зная общее КПД и мощность N 3 на выходом валу, находим требуемую мощность двигателя, который сидит на первом валу:

Находим частоту вращения двигателя:

n дв =n 3 *u max: .

Принимаем по ГОСТу 19523-81 электродвигатель:

Тип 112МВ6, с параметрами:

;
;
%. (смотри табл. П.1- 1),

где s,% - скольжение.

Частота вращения ведущего вала редуктора:

Теперь можем заполнить первую строку таблицы: n 1 =n дв,
, величину мощности оставляем равной требуемой, момент определяем по формуле:

Взяв его частоту вращения за n 1 , находим общее передаточное отношение.

Передаточное отношение редуктора:

Передаточное отношение ступеней редуктора:

Первая ступень

Частота вращения промежуточного вала:

;

Угловые скорости валов:

входящего:

;

промежуточного:

Определение вращающих моментов валов редуктора:

входящего:

промежуточного:

Проверка:

;

Результаты вычислений приведены в таблице 1.3.

Таблица 1.3. Значение параметров нагрузки валов редуктора

Для редуктора РЦД расчет зубчатых передач необходимо начинать с более нагруженой - второй ступени.

II ступень:

Выбор материала

Т.к. в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. III, табл.3.3 ): для шестерни: сталь 30ХГС до 150 мм, термическая обработка – улучшение, твёрдость по Бринелю НВ 260.

Для колеса: сталь 40Х свыше 180 мм, термическая обработка – улучшение, твердость по Бринелю НВ 230.

Допускаемое контактное напряжение для зубчатых колёс [формула(3.9) - 1]:

где
- предел контактной выносливости при базовом числе циклов, К Н L - коэффициент долговечности (при длительной эксплуатации K HL =1 )

1,1 – коэффициент безопасности для улучшенной стали .

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением):

;

Для косозубых колес расчетная допускаемое контактное напряжение определяется

для шестерни ;

для колеса .

Контактное напряжение .

Требуемое условие
выполнено.

Межосевое расстояние определяем по формуле:
.

В соответствии с подберем коэффициенты K Hβ , K a .

Коэффициент K Hβ учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. K Hβ =1.25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию:

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

. u =4,4 – передаточное число.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66
(см. стр.36 лит. ).

принимаем по ГОСТ 9563-60*
(см.с.36, лит. ).

Примем предварительно угол наклона зубьев
и определим числа зубьев шестерни и колеса :

шестерни
.

Принимаем
, тогда для колеса

Принимаем
.

Уточненное значение угла наклона зубьев

диаметры делительные:

, где
-- угол наклона зуба по отношению к образующей делительного цилиндра.

;

диаметры вершин зубьев:

;

эта величина укладывается в погрешность ±2%, которую мы получили в результате округления числа зубьев до целой величины;

ширина колеса:

ширина шестерни:

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81(см. с. 32 – лит).

Коэффициент нагрузки:

где
- коэффициент ширины венца,
- коэффициент типа зубьев,
-

коэффициент зависимости от окружной скорости колес и степени точности их изготовления.(см. стр. 39 – 40 лит.)

По таблице 3.5
.

По таблице 3.4
.

По таблице 3.6
.

Таким образом,

Проверка контактных напряжений по формуле 3.6 лит.:

т.к.
<
- условие выполнено.

Силы, действующие в зацеплении [формулы (8.3) и (8.4) лит.1]:

окружная:

;

радиальная:

;

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

(формула (3.25) лит.1),

где ,
- коэффициент нагрузки(см. стр.43 лит1),
-- учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба,
-- коэффициент динамичности,

=0,92.

По таблице 3.7,
.

По таблице 3.8,
,

- учитывает форму зуба и зависит от эквивалентного числа зубьев [формула (3.25 лит.1)]:

у шестерни
;

у колеса
.

Для колеса принимаем
=4.05, для шестерни
=3.60 [см. стр.42 лит. 1].

Допускаемое напряжение по формуле (3.24 лит. 1):

По табл. 3.9 лит. 1 для сатали 45 улучшеной при твердости НВ ≤ 350

σ 0 F lim b =1.8HB.

Для шестерни σ 0 F lim b =1.8·260=486 МПа;

для колеса σ 0 F lim b =1.8·230=468 МПа.

= " "" – коэффициент безопасности [см.пояснения к формуле(3.24)лит. 1], где " =1.75 (по табл.3.9 лит. 1), "" =1 (для поковок и штамповок). Следовательно = 1.75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни [σ F1 ]=
;

для колеса [σ F2 ]=
.

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, т.к. для них данное отношение меньше.

Определяем коэффициенты
и[см.гл III, лит. 1].

;

(для 8-ой степени точности).

Проверяем прочность зуба колеса [формула (3.25), лит 1]

;

Условие прочности выполнено.

I ступень:

Выбор материала

Т.к. в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками.

Для шестерни: сталь 30ХГС до 150 мм, термическая обработка - улучшение, твёрдость НВ 260.

Для колеса: сталь 30ХГС свыше 180 мм, термическая обработка – улучшение, твёрдость НВ 230.

Нахождение межосевого расстояния:

Т.к. рассчитывается двухступенчатый соосный цилиндрический редуктор с раздвоением мощности, то принимаем:
.

Нормальный модуль зацепления принимают по следующим рекомендациям:

принимаем по ГОСТ 9563-60* =3мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β=10 о

Определим число зубьев шестерни и колеса:

Уточним угол наклона зубьев:

, тогда β=17.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные находим по формуле:

;

диаметры вершин зубьев:

Проверка межосевого расстояния: a w =
, эта величина укладывается в погрешность ±2%, которую мы получили в результате округления числа зубьев до целой величины, а так же округления значения тригонометрической функции.

Ширина колеса:

ширина шестерни:

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колёс и степень точности передачи:

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81.

Коэффициент нагрузки:

где
- коэффициент ширины венца,
- коэффициент типа зубьев,
- коэффициент зависимости от окружной скорости колес и степени точности их изготовления.

По таблице 3.5
;

По таблице 3.4
;

По таблице 3.6
.Таким образом,.

Проверка контактных напряжений по формуле:

<
- условие выполнено.

Силы, действующие в зацеплении:[формулы (8.3) и (8.4) лит.1]

окружная:

;

радиальная:

;

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба [формула (3.25) лит.1]:

где
- коэффициент нагрузки(см. стр.43 ),
- учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба,
- коэффициент динамичности,
- учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями. В учебном расчете принимаем величину
=0,92.

По таблице 3.7
;

По таблице 3.8
;

Коэффициент следует выбирать по эквивалентному числу зубьев (см. с.46 ):

у колеса
;

у шестерни
.

- коэффициент учитывающий форму зуба. Для колеса принимаем
=4,25 для шестерни
=3.6 (см. с.42 лит.1);

Допускаемые напряжения:

[ F ]= (формула (3.24), 1).

По табл. (3.9), лит 1 для стали 30ХГС улучшенной при твердости НВ ≤ 350

σ 0 F lim b =1.8HB.

Для шестерни σ 0 F lim b =1.8·260=468 МПа; для колеса σ 0 F lim b =1.8·250=450 МПа.

= " "" – коэффициент безопасности [см.пояснения к формуле(3.24),1],где " =1.75 (по табл.3.9 лит. 1), "" =1(для поковок и штамповок). Следовательно= 1.75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни [σ F3 ]=
;

для колеса [σ F4 ]=
.

Находим отношения :

для колеса:
;

для шестерни:
.

Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни, т.к. для них данное отношение меньше.

Определяем коэффициенты
и[см.гл III, лит. 1]:

;

(для 8-ой степени точности).

Проверяем прочность зуба шестерни [формула (3.25), лит 1]

;

Условие прочности выполнено.

Мощность двигателя для преодоления сопротивлений передвижению определяем по формуле

где: V - скорость передвижения крана, м/с.

з - КПД привода. Ориентировочно - 0,9, /3/;

Так как привод механизма состоит из двух раздельных мотор-редукторов, то мощность каждого определяем по формуле:

Подбор мотор-редуктора производим, также по такой величине, как частота вращения выходного вала, которую определяем через частоту вращения колеса, определяемую по формуле

где - диаметр колеса, м;

V - скорость передвижения крана, м/мин;

Принимаем мотор - редуктор типа МП 3 2 ГОСТ 21356 - 75:

МП 3 2 - 63, /1/, имеющего следующие характеристики:

Номинальная мощность, кВт 5,50

Номинальная частота вращения выходного вала, мин- 1 45

Допустимый вращающий момент на выходном валу, Н*м 1000

Тип электродвигателя 4А112М4Р3

Частота вращения электродвигателя, мин- 1 1450

Диаметр конца выходного вала, мм 55

Масса мотор - редуктор, кг 147

Очевидно, что применение мотор - редуктора вместо обычной схемы позволяет снизить вес привода почти в три раза, и тем самым снизить стоимость реконструкции.

Для соединения валов мотор - редуктора и колеса принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП-320. Проверим муфту по крутящему моменту, по формуле:

Где К - коэффициент режима работы, К=2,25, /3/;

Крутящий момент на валу муфты, Н*М;

Максимальный крутящий момент, передаваемый муфтой, Нм 4000

Момент инерции муфты, кг·м 2; 0,514

Масса, кг 13,3

Тормозной момент, по которому подбирается тормоз механизма передвижения, должен быть таким, чтобы обеспечить остановку крана на определенном тормозном пути.

С другой стороны, он не должен быть слишком большим, иначе в процессе торможения может произойти пробуксовывание колес относительно рельса. Поэтому максимальный тормозной момент определяется из условия достаточного сцепления ходовых колес с рельсом.

Максимально допустимое значение, при котором обеспечивается заданный запас сцепления колес с рельсом, равный 1,2; для механизмов передвижения мостовых кранов /3/, определяем по формуле (10):

Принимаем движение при торможении равнозамедленным, получим минимальное время торможения по формуле (11):

Зная время торможения, определим необходимый тормозной момент по формуле:

Где - общая масса крана, кг;

Диаметр ходового колеса, м;

Частота вращения двигателя, мин- 1 ;

Передаточное число редуктора;

з - КПД привода;

(?J)I - суммарный момент инерции;

Где момент инерции ротора, кг*м 2 ;0,040. /10/;

Момент инерции муфты и тормозного шкива: 0,095 кг*м 2 , /3/;

(?J)I = 0,040+0,095=0,135 ;

Определим диаметр тормозного шкива по формуле (28):

Ширина тормозного шкива, мм 95

Диаметр вала, мм 42

Масса, кг 9,2

По определенному тормозному моменту принимаем тормоз ТКГ - 200, имеющего следующие характеристики /11/:

Номинальный тормозной момент, Н*М 250

Диаметр тормозного шкива, мм 200

Ход толкателя, мм 32

Отход колодки, мм 1,0

Тип толкателя, ТГМ-25

Масса, кг 37,6

Условное обозначение подшипника

Грузоподъемность, кН

Условное обозначение подшипника

размеры, мм

Быстроходный

Тихоходный

Проверку на сцепление ходовых колес с рельсом осуществляем по условию (3.13); ускорение пуска определяем по формуле (3.14); для этого по формуле (3.15) определим время пуска; по формуле (3.16) определим момент сопротивления движению крана без груза:

Определим средний пусковой момент по формуле