/
Projekt nr 2

Obliczenia wytrzymałościowe wciągarki do pojazdu ratowniczego

Dane:

Rodzaj silnika -24V

Rodzaj przekładni: obiegowa

Przełożenie ok. 250

Udźwig P=30kN

Dane	Obliczenia	Wyniki
x=1.8 Rm=1800MPa P=30000N	1.Obliczam średnice liny d ze wzoru: przyjmuje średnice liny 14 mm	d = 14mm
E=210000MPa	2.Obliczam średnice bębna wciągarki ze wzoru: Przyjmuje średnicę bębna 300 mm
	3.Obliczam moment obrotowy potrzebny do osiągnięcia wymaganego udźwigu:
i = 250	4. Obliczam moment na wale silnika:
	5. Obliczam moc silnika elektrycznego: przyjmuje moc silnika elektrycznego 4kW
	6. Obliczam predkość obrotową bębna wyciągarki:
	7. Obliczam predkość liniową liny:
	8. Przyjmuje silnik elektryczny prądu stałego typ LA3C wedłóg normy PN-72/E-06001
	9. Przyjmuje sprzegło: KTR-SI 1
d = 14mm	10. Obliczam długość bebna wyciągarki: z = 13- liczba zwojów długość liny zwijana przy jednym obrocie bębna ilość warstw liny 1 przyjmuje długość bębna wyciągarki 182mm
moc = 4kW prędkość=2100 obr/min i =ok 250 trwałość=500 tyś. godzin	11. Schemat przekładni obiegowej: Liczba zebów na poszczególnych kołach
p = 2 q = 2	12.Warunek montażu kół przy założeniu równomiernego rozmieszczenia kół. gdzie: p- liczba kół obiegowych q- największy wspólny dzielnik k- gdy wyjdzie liczba całkowita to warunek jest spełniony warunek jest spełniony	k = 369
2100 obr/min	13. Prędkości obrotowe	obr/min
	14.Moment obrotowy.	M1=18,1 Nm=Ms
Re=355MPa Ms= M1=18,1Nm	15. Średnica wału napędowego. Wał będzie wykonany ze stali 45. Występują tylko naprężenia skręcające. Ze względu na optymalizację trwałości i dobór łożysk przyjmuję średnicę wału napędowego d1=20mm.	d1=20mm
K( współczynnik szerokości wieńca)= 0,7 literatura [2] iae=210 n1=2100 obr/min N=4kW Qu=3,3	16. Średnica obliczona po to aby wyznaczyć moduł normalny. gdzie: Qu- statyczna wartość dozwolonego obciążenia, 3,3- dla kół hartowanych ogólnego przeznaczenia	da=25,35mm
Za=18 β=20º da=25,35mm	17. Moduł normalny. przyjmuje moduł 2,0 zgodny z normą	mn=2,0
m=2 za=18 zb=72 ze=68 zf=26 zg=27	18. Średnice podziałowe kół.	dpa=36mm dpb=144mm dpg=54mm dpf=52mm dpe=142mm
K- współczynnik szerokości wieńca=0,7 da=36mm	19. Szerokość koła. Przyjmuję b=25mm, ze względu na możliwość montowalności.	b = 25mm
N=4kW b=25mm n1=2100obr/min m=2,0 q=3,01literatura kgj - wytrzymałość na zginanie zmęczeniowe= 1500KG/cm^2 da=36mm	20. Wytrzymałość zębów. Obliczanie naprężeń gnących. q- współczynnik kształtu zęba dla zębów stalowych = 3,01
n1=2100obr/min n2=10obr/min T=500000h V=39,5obr/min P0=7,59KG b=25mm B=1410000 Pdop=9600KG/cm^2 za=18 zg=27	21. Nacisk jednostkowy.
m=2,0 za=18 y=1literatura[1] =72 z =27 z =26 z =68	22. WYMIARY KÓŁ ZĘBATYCH Koło za Średnica podziałowa dśpa=m*za=2,0*18=36mm Średnica wierzchołków dwa=m(z +2y)=2,0(18+2)=40mm Średnica podstaw dpa=m(z1-2y-0,5)=2,0(18-2-0,5)=31mm Wysokość stopy hsa=m(y+0,25)=2,0(1+0,25)=2,5mm Wysokość głowy hga=y*m=2mm Wysokość zęba ha=m(2y+0,25)=4,5mm Teoretyczny luz wierzchołkowy Lw=0,25*m=0,5mm Teoretyczny luz obwodowy L0=0,04*m=0,08mm Grubość zęba g=0,5(π*m-L0)=0,5(3,14*2,0-0,08)=3,1mm Koło zb Średnica podziałowa dśpb=m*zb=2,0*72=144mm Średnica wierzchołków dwb=m(zb+2y)=2,0(72+2)=148mm Średnica podstaw dpb=m(zb-2y-0,5)=2,0(72-2-0,5)=139mm Wysokość stopy hsb=m(y+0,25)=2,0(1+0,25)=2,5mm Wysokość głowy hgb=y*m=2,0mm Wysokość zęba hb=m(2y+0,25)=4,5mm Teoretyczny luz wierzchołkowy Lw=0,25*m=0,5mm Teoretyczny luz obwodowy L0=0,04*m=0,08mm Grubość zęba g=0,5(π*m-L0)=0,5(3,14*2,0-0,08)=3,1mm Koło zg Średnica podziałowa dśpg=m*zg=2,0*27=54mm Średnica wierzchołków dwg=m(zg+2y)=2,0(27+2)=58mm Średnica podstaw dpg=m(zg-2y-0,5)=2,0(27-2-0,5)=49mm Wysokość stopy hsg=m(y+0,25)=2,0(1+0,25)=2,5mm Wysokość głowy hgg=y*m=2,0mm Wysokość zęba hg=m(2y+0,25)=4,5mm Teoretyczny luz wierzchołkowy Lw=0,25*m=0,5mm Teoretyczny luz obwodowy Lo=0,04*m=0,08mm Grubość zęba g=0,5(π*m-L0)=0,5(3,14*2,0-0,08)=3,1mm Koło zf Średnica podziałowa dśpf=m*zf=2,0*26=52mm Średnica wierzchołków dwf=m(zf+2y)=2,0(26+2)=56mm Średnica podstaw dpf=m(zf-2y-0,5)=2,0(26-2-0,5)=46mm Wysokość stopy hsf=m(y+0,25)=2,0(1+0,25)=2,5mm Wysokość głowy hgf=y*m=2,0mm Wysokość zęba hf=m(2y+0,25)=4,5mm Teoretyczny luz wierzchołkowy Lw=0,25*m=0,5mm Teoretyczny luz obwodowy Lo=0,04*m=0,08mm Grubość zęba g=0,5(π*m-L0)=0,5(3,14*2,0-0,08)=3,1mm Koło ze Średnica podziałowa dśpe=m*ze=2,0*68=142mm Średnica wierzchołków dwe=m(ze+2y)=2,0(68+2)=136mm Średnica podstaw dpe=m(ze-2y-0,5)=2,0(68-2-0,5)=145mm Wysokość stopy hse=m(y+0,25)=2,0(1+0,25)=2,5mm Wysokość głowy hge=y*m=2,0mm Wysokość zęba He=m(2y+0,25)=4,5mm Teoretyczny luz wierzchołkowy Lw=0,25*m=0,5mm Teoretyczny luz obwodowy Lo=0,04*m=0,08mm Grubość zęba g=0,5(π*m-L0)=0,5(3,14*2,0-0,08)=3,1mm
n =2100 dpa=36mm dpb=144mm dpg=54mm dpf=52mm dpe=136mm	23. Obliczanie prędkości obrotowych.
M1=18,1Nm da=36mm de=136mm dg=54mm	24. Rozkład sił w przekładni.
P=1005,55N Stal typu 45 kr=95MN/m^2 literatura[4] a=2,25cm	25. Średnica wału pod koła zg i zf. Wałek nie przenosi momentu skręcającego Przyjmuję średnicę wału pod koła d2=20mm. Koło zębate z i z będzie zamocowane na wałku za pomocą wpustu pryzmatycznego o wymiarach: b x h x l = 6x6x30.	d2=20mm
Mg=11,31Nm kr=95MN/m^2 literatura[4] d2=20mm h=6	26. Sprawdzenie wałka po uwzględnieniu wpustu. warunek jest spełniony
Stal gat. 45 ks=94MN/m^2 M2=68,37Nm	27. .Średnica wału pędzonego. Wałek jest skręcany. Przyjmuję średnicę wału pędzonego d3=25mm.	d3=25mm
Ln=500000 h ω2=146,29 1/s	28. DOBÓR ŁOŻYSK Obliczam trwałość łożyska. Obliczam nośność ruchową C Z KATALOGU DOBIERAM ŁOŻYSKA Łożysko kulkowe 6404 według katalogu ( literatura [3]). d=20mm, D=72mm, b=19mm, c=30700N, m=0,4kg. sztuk 4 Łożysko wałeczkowe RSTO 15 szt.6 d=20mm, D=35mm, b=11,8mm, c=12800N, m=0,05kg. łozysko kulkowe 6405 szt. 2 d=25mm, D=80mm, b=21mm, c=35900N, m=0,5kg.	n=1397,67obr/ min L=41930,1mln obr. C=34932,8N
ω1=219,8 1/s P1=18,6N d=0,02m μ=0,0018 ω2=146,29 1/s P1=18,6N d=0,02mm μ=0,002 ω3=55,88 1/s P1=18,6N d=0,03m μ=0,002 k=6 μ=0,08 y=1 N=4kW za=18 zb=72 ze=68 zf=26 zg=27 N=4kW NT=385,83W	29. Straty w łożyskach. Straty w łożysku 6404. Nt1=ω*0,5P1*d*μ Nt1=0,07W Straty mocy w łożyskach RSTO15 Nt2=ω*0,5P1*d*μ=0,05W Straty mocy w łożysku 6405 Nt3=ω*0,5P1*d*μ=0,03W SUMA STRAT W ŁOŻYSKACH NTt= Nt1+ Nt2 + Nt3 = 0,07+0,05+0,03=0,15W Sprawność zazębienia NT= N*k*y^2*μ*1/za(1+za/zg) Straty mocy w zazębieniu kół za i zg NTzag=4*6*1*0,08*1/18(1+18/27)=174W Straty mocy w zazębieniu kół zg i zb NTzbg=4*6*1*0,08*1/27(1+27/72)=97,68W Straty mocy w zazębieniu kół zf i ze NTzfe=4*6*1*0,08*1/23(1+26/68)=114W Straty mocy w zazębieniu NTz= NTzag+ NTzbg+ NTzfe = 174+97,68+114=385W Całkowite straty mocy NT=NTz+NTt=385,68+0,15=385,83W SPRAWNOŚĆ	Nt1=0,07W Nt2=0,05W Nt3=0,03W NTt=0,15W η=0,91
NT=385,83W Cpr=165kJ/m^2h˚C - wsp. Wypromienio wania ciepła	30. Dobór oleju Olej Transol CLP Lepkość w temperaturze 20˚C-120mm^2/s. OBLICZENIA NA ROZGRZANIE Temperatura otoczenia t0max=38˚C Temperatura pracy oleju tmax=60˚C Ciepło wydzielone podczas tarcia Qw=3600* NT=3600*385,83=1388kJ/h Ciepło odprowadzone: Q0= Cpr8F(tmax- t0max ) Gdzie: F- pole powierzchni korpusu F=F1+F2 F1=0,287m^2 F2=0,103m^2 F=0,287+0,103=0,39 m^2 Q0=165*0,39*(60-38)=1286,7kJ/h Q0< Qw

---