دانلود مقاله نیروی محرکه در بالابرهاه

word قابل ویرایش
61 صفحه
8700 تومان
127,000 ریال – خرید و دانلود

نیروی محرکه در بالابرها

با توجه به عوامل مهم طراحی از جمله وزن، سروصدا، کنترل، اندازه و ابعاد، حجم و …. پیشنهاد می‌شود که از موتورهای برقی برای نیروی محرکه در بالابرها استفاده شود و با توجه به تحقیقات به عمل آمده تقریباً بیش از ۹۵درصد نیروی محرکه کرین‌ها از الکتروموتورها استفاده می‌شود.
نکات قابل توجه در انتخاب موتورهای کرین

۱٫ باید ممان ابتدای حرکت بزرگی باشد تا بتواند وزن سنگین بار یا وزن سنگین خود کرین را به حرکت درآورده و در کوتاهترین زمان سرعت کرین را به سرعت ماکزیمم برساند.
۲٫ بایستی برای روشن و خاموش کردن زیاد مناسب باشند.
۳٫ تغییر جهت دوران موتور را به آسانی انجام دهد.
۴٫ باید دور موتور مستقلاً و بدون درنظر گرفتن بار قابل تنظیم باشد.
پارامترهای اساسی در طراحی ریل‌های طولی و عرضی

در طراحی عرضی و طولی به ظرفیت باربری و سرعت حرکت آن نیاز داریم. جراثقال‌ها و بالابرها بر حسب این پارامترها به چهار دسته تقسیم می‌شوند:
۱٫ جراثقال‌های سنگین موتوری که ظرفیت آنها بیش از سه تن است.
۲٫ جراثقال‌های کندرو که سرعت حرکت آنها کمتر از m/s5/1 است.
۳٫ جراثقال‌های تندرو که سرعت حرکت آنها بیش از m/s5/1 است.

۴٫ سبک شامل جراثقال‌های دستی و موتوری کوچک که ظرفیت آنها سه تن و یا کمتر است.
برای طراحی ریل‌های طولی و عرضی، نیروهای زیر بر سیستم وارد می‌شود:
الف) نیروی قائم شامل وزن کالسکه و وزن بار؛

ب)‌ نیروی افقی جانبی برابر ۱۰%‌ مجموع ظرفیت جراثقال‌ها و وزن کالسکه متحرک
ج) نیروی افقی طولی (موازی ریل طولی) برابر ۱۵% عکس‌العمل انتهای تیر عرضی که بر ریل طولی ما وارد می‌شود.
تیر را در شرایطی طراحی می‌کنیم که ارتعاش و ضربه عادی در سیستم موجود باشد که در این حالت باید اثرات آن را با اعمال ضریب ضربه مناسبی درنظر بگیریم که ضرایب ضربه با توجه به جدول زیر تعیین می‌گردد:

با توجه به ظرفیت باربری حداکثر ۵ تن و سرعت حداکثر کمتر از ۵/۱ متر در ثانیه جراثقال‌ از نوع سنگین و کندرو است. ضریب ضربه آن را با توجه به جدول زیر بدست می‌آوریم.
نوع جراثقال ضریب ضربه سربار
(الف) ضریب ضربه سربار
(ب) ضریب ضربه سربار
(ج)
سبک و کندرو ۲/۱ ۱/۱ ۱
سبک و تندرو ۴/۱ ۲/۱ ۱
سنگین و کندرو ۶/۱ ۱/۱ ۱
سنگین و تندرو ۹/۱ ۲/۱ ۱

رسم دیاگرام خمشی تیر عرضی
p نیروی قائم است که به تیر عرضی وارد شده و ممان MH را بر تیر عرضی وارد می‌کند.

ممان خمشی در اثر نیروی وزن بر روی تیر عرضی در صفحه افقی وسط تیر .

خمش در اثر نیروی ۱ در صفحه قائم

Q: نیروی افقی حاصل از رانش است که از تغییرات سرعت دستگاه جراثقال به ریل‌های عرضی وارد می‌شود و ممان My را ایجاد می‌کند. چون در صفحه افقی نقطه نیروی Q وجود دارد. بر اثر این نیرو خیز در صفحه قائم مطرح نمی‌شود.
برای محاسبه تنش در دو صفحه از فرمول استفاده می‌شود.
چون بنابراین تیرآهن IPE30 برای خمش مناسب است.
ب) طراحی بر اساس خیز ماکزیمم
تبدیل آحاد:

طراحی ریل‌های عرضی
نیروهای موثر بر ریل‌های عرضی:
نیروی قائم نیروی افقی
وزن کل بار:

وزن کالسکه:

نیروی وارد بر هر تیر:

ضریب ضربه افقی: ۱/۱ ضریب ضربه قائم: ۶/۱ معادله ریل عرضی: m16

نیروی قائم:

نیروی افقی جانبی:

الف) طراحی بر اساس ممان خمشی ماکزیمم:

برای تیرآهن‌های ساختمانی داریم:

با توجه به مقدار w=1.2*10-3 از جدول پیوست تیرآهن IPEB28 را انتخاب می‌کنیم.

بر اثر وزن

بر اثر نیروی خارجی

نیروی خارجی

پس باید تیرآهن شماره بزرگتری انتخاب کنیم (تیرآهن IPE30).

وزن تیر

نیروی خارجی

برای اثر نیروی خارجی

الف)
از کتاب بالابرها و نقاله‌ها جلد دوم داریم:

بنابراین مقدار ماکزیمم خیز مجاز ۲ سانتیمتر می‌باشد:
در اثر بار گسترده

این تیر برای خیز مناسب نیست. تیر IPE50 را انتخاب می‌نماییم که مشخصات آن بصورت زیر می‌باشد:

با توجه به جواب می‌توان گفت که تیرآهن IPE50 برای خیز جواب می‌دهد.

ج) طراحی تیر عرضی بر اثر برش
با توجه به دیاگرام، بدترین حالت زمانی است که کالسکه به تکیه‌گاه A (تیر طولی) نزدیک شود که در این حالت فاصله آن ۹/۰ متر باشد.

برای اینکه می‌باشد. پس بنابراین تیرآهن مذکور برای تنش برشی جواب می‌دهد.
طراحی تیر طولی:‌ فاصله بین دو ستون ۶ متر.
نیروی قائم بر تیر طولی

عکس العمل در صفحه قائم بر اثر P

نیروی افقی بر تیر
Q=0.16*54795=8767.2N
عکس العمل در صفحه افقی بر اثر Q

مدول مقطع

با داشتن مدول مقطع تیرآهن را انتخاب می‌کنیم:

بر اثر وزن تیر
بر اثر نیروهای خارجی

چون است، این تیر برای خمش جواب می‌دهد.

با توجه باینکه می‌باشد، بنابراین باید تیرآهن دیگری انتخاب کرده که مشخصات آن به صورت زیر است:

جواب نمی‌دهد. بنابراین تیرآهن دیگری انتخاب می‌کنیم:

چون است، این تیر با این شماره برای خمش جواب می‌دهد.

طراحی تیر طولی بر اساس خیز ماکزیمم

چون است، این تیر برای خمش جواب می‌دهد.

طراحی تیر اثر برش

چون است، پس تیرآهن در برابر برش جواب می‌دهد.

محاسبه شاسی کالسکه

با توجه به پیچیدن طناب روی وینچ، بار روی آن متغیر می‌باشد. از آنجایی که کل بار ۵ تن می‌باشد، باید برای طراحی تیرهای طولی و عرضی بدترین حالت را درنظر بگیریم.
بدترین حالت تیرهای عرضی کالسکه زمانی است که بار نزدیک یکی از تکیه‌گاه‌های M یا N باشد. فرض بتواند ۱۰ سانتیمتر از یکی از تکیه‌گاه‌ها فاصله داشته باشد.

پس تیر عرضی کالسکه باید برای این نیرو طراحی شود. ضمناً تیرهای عرضی CD و EF مشابه هم، AB, GH مشابه هم، AG, BH نیز مشابه هم می‌باشند. در این حالت چون با توجه به بار وارده روی تیرهای EF, CD حالت بدتری دارند،‌ برای طراحی تیرهای عرضی آنها را مدنظر قرار می‌دهیم و با تقریب معقول کلاً تیرهای عرضی را مشابه به هم فرض می‌کنیم.

انتخاب تیر بر اساس خمشی
در این مرحله لازم است ضریب اطمینان ۵/۲ را درنظر بگیریم:

بنابراین با توجه به مدول مقطع بدست آمد، تیر را بر اساس خمش طراحی می‌کنیم که تیرآهن با شماره IPE14 را انتخاب کرده که مشخصات آن به صورت زیر می‌باشد:

انتخاب تیرآهن با توجه به برش

بنابراین تیرآهن انتخابی برای برش جواب می‌دهد.

طراحی تیر کالسکه

از روی دیاگرام برشی داریم:

انتخاب تیرآهن با توجه به خمش

با توجه به جدول کوچکترین تیرآهن با شماره IPE10 دارای مدول مقطعی برابر ۹۰cm3 می‌باشد که از مدول مقطع بدست آمده در محاسبات بزرگتر است. پس این تیرآهن برای خمش جواب می‌دهد که مشخصات آن به صورت زیر می‌باشد:

حال می‌بینیم که تیرآهن انتخاب شده برای برش جواب می‌دهد یا خیر؟

با توجه به مقدار بدست آمده F.S تیرآهن فوق F.S=6.3 برش جواب می‌دهد.

انتخاب قطر محور برای چرخ های هرزگرد کالسکه
از آنجایی که کالسکه باید روی ریل عرض حرکت کند، با توجه به بار وارده روی کالسکه انتخاب قطر چرخ حائز اهمیت است. برای این کار بحرانی‌ترین نیرویی که ممکن است روی این شافت از طریق چرخ (عکس‌العمل) وارد شود، موقعی است که بار به یکی از نقاط M یا N نزدیک شود. با توجه به این مفروضات نیروی وارده بر وسط شافت (عکس‌العمل چرخ) را به صورت زیر محاسبه می‌کنیم:

چون نیروی بحرانی R1 به ۲ شافت که بر روی ریل عرضی قرار دارند وارد می‌شود، بنابراین نیروی وارده بر هر شافت برابر است با . با کمی تقریب نیروی وارده به شافت ۱۸۰۰kg درنظر گرفته می‌شود.

نیروی وارده بر یک شافت
شکل ظاهری چهار محور برای چهار چرخ تقریباً به صورت شکل بالا می‌باشد. همانطور که مشاهده می‌شود در وسط یک جا خار جهت اتصال به چرخ و ایجاد حرکت دورانی همراه آن و دو شیار مقابل آن که روی محیط پیش‌بینی شده است. جهت جا زدن خارهای فلزی و کار آنها جلوگیری از حرکت طولی چرخ روی محور می‌باشد. با توجه به توصیه کتاب طراحی اجزاء Spotts. اگر در مقطع مورد محاسبه وجود داشته باشد مقدار تنش مجاز ۷۵% مقدار تنش اصلی فرض می‌شود که این کاهش هم شامل تمرکز تنش و هم شامل تغییر سطح مقطع خواهد بود و در انتهای محور که قطر آن کوچکتر درنظر گرفته شده دو عدد بلبرینگ و یا بلبرینگ جا می‌خورد که خود آنها روی ناودانی قرار می‌گیرند.

برای طراحی شافت گردان از آیین‌نامه ASME استفاده می‌کنیم که رابطه زیر را معرفی می‌کند. Ct, Cm ضریب ثابت پیشنهادی ASME برای نحوه بارگذاری محورها می‌باشد.
Cm: ضریب عددی و خستگی که در هر حالت در ممان خمشی ضرب می‌شود.
Ct: ضریب عددی و خستگی که در گشتاو محاسبه شده ضرب می‌شود.

که k ضریب تمرکز تنش است.

جنس شافت از فولاد ۲۰ انتخاب می‌کنیم. با توجه به جدول ۳ پیوست داریم:

برای انتخاب ضرایب ثابت Cm, Ct فرض می‌کنیم که نحوه بارگذاری به صورت اعمال تدریجی بار یا بار ثابت باشد. بنابراین با توجه به جدول ۱-۳ از کتاب Spotts داریم:

باید در نقاط مختلف ضریب تمرکز تنش و ممان را بدست آوریم تا ببینیم مقطع خطرناک کدام نقطه است. لذا قطر شافت را بر اساس آن نقطه انتخاب می‌کنیم.

چون قطر محور معلوم نیست، باید برای محاسبه K فرضیاتی درنظر بگیریم.
فرض اول:

فرض دوم:

حال در هر مقطع قطر مجاور محور را بدست می‌آوریم:

در مقطع ۱ داریم:

در مقطع ۲ داریم:

در مقطع ۳ داریم:

با توجه به توصیه کتاب طراحی ماشین Spoots چون در مقطع ۳ وسط محور — وجود دارد، تنش ماکزیمم در ۷۵/۰ ضرب می‌شود.

پس مقطع خطرناک وسط محور است و قطر انتخابی برای شافت را d=5cm درنظر می‌گیریم.

انتخاب بلبرینگ برای محور عرضی کالسکه
با توجه به اینکه می‌دانیم ضخامت نشیمن‌گاه بلبرینگ در ناودانی ساخته شده ۲۰ میلی‌متر می‌باشد، پس — پارامتر موجود در طراحی بلبرینگ پهنا آن می‌باشد. یعنی b=20mm. حال با توجه به جداول پیوست داریم:

تعداد ساچمه No=10
قطر ساچمه D=1/2
بلبرینگ‌های یکطرف Pst=4450
حال با توجه به اطلاعات فوق می‌توانیم بلبرینگ را حساب کنیم.

ke که یک ضریب کار برای بیمه کردن یاتاقان در مقابل شرایط ظربه‌ای می‌باشد که برای بار ضربه‌‌ای سبک مقدار آن برابر با V1, k¬e=1.5 که در فاکتور گردش رینگ‌ها می‌باشد و چون در این بلبرینگ، رینگ داخلی می‌گردد، V1=1 می‌باشد. پس داریم:

طول عمر انتظاری

اگر سرعت خطی کالسکه را ۱۵m/min و شعاع موثر – کالسکه را ۱۰- بگیریم، سرعت دورانی محور به صورت زیر محاسبه می‌گردد:

عمر انتظاری:

طول عمر متوسط انتظاری:

سرعت دورانی شافت MN

مقدار کوپل وارده بر شافت MN

R در رابطه بالا شعاع قرقره وینچ می‌باشد.

راندمان مکانیکی تغییر سرعت و یاتاقان‌ها را ۸/۰ فرض می‌کنیم. داریم:
قدرت مفید =قدرت لازم قدرت مفید =راندمان
قدرت لازم

= قدرت لازم
بنابراین طبق محاسبات انجام شده باید قدرت الکتروموتور محرک وینچ ۸٫۲۵hp باشد و با توجه به آن الکتروموتور مناسب را انتخاب می‌کنیم.

قسمتی از محور MN که وینچ روی آن سوار می‌شود به صورت هزار خار بوده و برای جلوگیری از حرکت طولی وینچ روی محور MN دو انتهای محور را بوسیله دو مهره قفلی از دو طرف محکم می‌کنیم.
جنس این محور را با توجه به اهمیت کار و نیروهای اعمالی از فولاد ۱۰۴۵ انتخاب می‌کنیم که است.

از طرفی محور گردان بوده و باید ضریب Ct, C¬m را درنظر بگیریم. با فرض اینکه نحوه بارگذاری تدریجی یا ثابت باشد، در اینصورت Cm=1.5 و Ct=1 است و از قضیه ASME داریم:

برای قطر محور شافت محرک وینچ d = 10cm درنظر می‌گیریم.
کوپلینگ‌ها

کوپلینگی برای محورها به چند دلیل زیر استفاده می‌شود:
۱٫ برای اتصال واحدهای جداگانه که بوسیله دو کارخانه مختلف ساخته می‌شوند.
۲٫ برای کم کردن بارهای ضربه‌ای که از یک محور به محور دیگر انتقال می‌یابد.
۳٫ ایجاد ایمنی در مقابل بارهای بیشتر از ظرفیت بوسیله طراحی قسمت‌های دوپلینگ
۴٫ تغییر دادن مشخصات ارتعاشی واحدهای چرخشی تا سرعت بحرانی معینی بدست آید.
با توجه به موارد ذکر شده، کوپلینگ نوع فلانچی را انتخاب می‌کنیم، مستلزم این است که محورها کاملاً در امتداد یکدیگر باشند و از قرار دادن بار خمشی زیاد باید امتناع گردد، ولی این کوپلینگ قدرت پیچشی زیادی را می‌تواند انتقال دهد.
محاسبات مربوط به کوپلینگ الکتروموتور و گیربکس وینچ
برای محاسبات مربوط به کوپلینگ‌ها ابتدا فرض می‌کنیم قطر شافت الکتروموتور ۵۰ میلیمتر باشد. در عمل ممکن است قطر شافت کمتر باشد که این باعث می‌شود ضریب اطمینان سیستم بالا رود. نقطه قابل ذکر این است که وینچ گیربکس مستقیماً به هم وصل می‌شوند.
قدرت ۵/۸ = H.P
سرعت دورانی الکتروموتور rpm 750 = n

F نیروی مماس روی محور می‌باشد.

ابعاد خار مربعی روی کوپلینگ

ابعاد خار مربعی

سطح لهیدگی خار

تنش لهیدگی

با توجه به F.S بدست آمده خار از نظر لهیدگی مناسب می‌باشد.

سطح تحت برشی خار

با توجه به F.S بدست آمده، خار انتخابی از نظر برش نیز مناسب می‌باشد.
تعداد پیچ‌ها: ۴ عدد
سطح تحت برش در پیچ‌ها

نیروی موثر بر پیچ‌ها

سطح لهیدگی پیچ‌ها

سطح تحت برش در لبه‌های –

نیروهای وارده در لبه‌ –

تذکر: در کوپلینگ‌ها معمولاً ضریب اطمینان بالایی.

ناودانی زیر کالسکه
از آنجایی که پهنای بلبرینگ انتخاب شده ۲۰mm می‌باشد، بهتر است ناودانی را از ورقی بسازیم که ضخامت آن ۲۰mm باشد. لازم به ذکر است که این ضخامت برای نشیمن‌گاه لایه خارجی بلبرینگ در نظر گرفته می‌شود. جنس آنها از ورق معمولی آهنی با می‌باشد و از طریق جوشکاری به شاسی کالسکه وصل می‌شود. ضمناً ناودانی از طریق جوشکاری ساخته می‌شود، زیرا نادوانی است -===== با ابعاد ذکر شده وجود ندارد. برای جا زدن بلبرینگ روی ناودانی دو سوراخ به قطر ۱۱۰mm ایجاد می‌شود تا محور چرخ کالسکه توسط دو بلبرینگ در آن قرار گیرد.

از اینکه ضخامت ناودانی ۲۰mm انتخاب شده، ضریب اطمینان بزرگی بدست آمده است. برای کاهش ضریب اطمینان می‌توان ضخامت ورق برای درست کردن ناودانی ۱۰mm درنظر گرفت. در این هنگام باید برای نشیمن‌گاه بلبرینگ برش‌های مخصوص درست می‌کنیم و در آن جوش دهیم. برای ورق ۱۰mm محاسبات به صورت زیر است:

محاسبات قدرت محور کالسکه
از آنجایی که یکی از محورهای کالسکه – می‌باشد، — آن محور چرخ دنده‌ای نصب می‌شود تا با — خروجی گیربکس درگیر شود و باعث به حرکت درآوردن کالسکه روی ریل عرضی گردد. نیروی محرکه کالسکه باید قادر باشد. برای به حرکت درآوردن کالسکه به نیروی اصطکاک حاصل از وزن بار و وزن کالسکه غلبه کند. در این حالت وزن بار و وزن کالسکه مجموعاً ۶ تن درنظر گرفته می‌شود.
ضریب اصطکاک برای فولاد روی فولاد از جدول ضریب اصطکاک ایستایی مریام انتخاب می‌شود.

اگر راندمان مکانیکی انتقال قدرت برابر ۸/۰ باشد، داریم:

قدرت لازم برای به حرکت درآوردن کالسکه Hp=10 اسب بخار می‌باشد.

محاسبات مربوط به چرخ دنده‌های کالسکه
برای محاسبات طراحی، چرخ دنده‌ها را به طور تجاری به سه دسته تقسیم کرده‌اند که دارای حد سرعتی نیز می‌باشند.
۱٫ چرخ دنده‌های تجاری دسته ۱:
این چرخ دنده‌ها بوسیله تیغه فرز یا روش‌های دیگر ساخته شده‌اند که سرعت آنها کمتر از بوده و نیروی دینامیکی آنها برابر است با:

چرخ دنده‌های تجاری دسته ۲:
دارای سرعت گام کمتر از می‌باشند که Fd برابر است با:

چرخ دنده‌های تجاری دسته ۳:
که اینگونه چرخ دنده‌ها دقیق و سنگزده *********
همچنین با توجه به چرخ دنده‌های استاندارد، چرخ دنده‌ها را از نوع ساده محاسبه می‌کنیم که دارای دنده‌های موازی محور می‌باشد و از میان دو چرخ دنده، چرخ دنده کوچکتر و بزرگتر را چرخ می‌نامند.
با توجه به ازدیاد تعداد دندانه در چرخ دنده‌های ساده اینولوت دنده به طرف خط مستقیم نزدیک می‌شود و با درنظر گرفتن استاندارد دندانه‌ها، چرخ دنده را از نوع اینولوت ۲۰o تمام عمیق درنظر می‌گیریم که از ذکر سایر موارد صرف‌نظر می‌گردد. این چرخ دنده‌ها دارای زاویه فشار است. البته –Fd نیروی دینامیکی تولید شده در اثر خطا که در حال گردش در اثر اینرسی دندانه و شتاب بوجود می‌آید. بنابراین استقامت دندانه باید طوری باشد تا بتواند نیروی دینامیکی را تحمل کند.
سپس باید رابطه برقرار باشد که Fb مقدار نیروی خمش در چرخ دندانه می‌‌باشد. بدین ترتیب برای اینکه چرخ دندانه بطور دائم و بدون آسیب بماند، از لحاظ نیروی خمشی باید همیشه رابطه زیر صادق باشد:

که Ft مقدار نیرویی که مماس بر دایره گام بوده و بر اثر عمل انتقال قدرت به چرخ دنده وارد می‌آید. غیر از گسیختگی دندانه‌های چرخ دنده در اثر نیروی خمشی که باید جلوگیری شود حد دیگری که در اثر خستگی فشار در سطوح دندانه‌ها و به صورت خوردگی یا سائیدگی پدید می‌آید که به آن حد بار سائیدگی گویند و با Fw نشان می‌دهند. هرچند که مقدار تنش مماسی خیلی زیاد است، ولی به علت موضعی بودن تنش یا کمی دور شدن از محل مقدارش بسیار کمتر خواهد شد و بدین ترتیب جاری شدن اتفاق نمی‌افتد و با توجه به توصیه کتاب طراحی مقدار مجاز نیروی سائیدگی Fw باید بیشتر یا مساوی نیروی دینامیکی Fd باشد، یعنی:

با توجه به توضیحات ارائه شده مشخصات زیر مفروض است:
چرخ دنده از نوع تمام عمق ساده با زاویه فشار ۲۰o
قطر دایره گام چرخ
قطر دایره گام پینیون
سرعت دورانی چرخ A
گام دنده
گام قطری

بنابراین مقدار V=0.32m/s می‌باشد که سرعت مماسی دایره گام می‌باشد.

بنابراین مقدار Vb=0.298m/s می‌باشد که سرعت مماسی دایره پایه (مبنا) است.
محاسبه نیروی وارده بر دنده که عمود بر سطح دنده و مماس بر دایره مبنا می‌باشد:
توان Fn=
سرعت
توان = ۱۰hp = 7457 W

نیروی مماسی بر دایره گام (مولفه مماسی Fn)

مولفه شعاعی F¬n

تعداد دندانه چرخ A

تعداد دندانه چرخ B

چون سرعت کمتر از ۱۰٫۱۶m/s است و با توجه به موارد ذکر شده در ابتدای بحث برای محاسبه نیروی دینامیکی Fd از رابطه زیر استفاده می‌کنیم:

حد بار سائیدگی

چون مقدار مجاز باید باشد، داریم:

اگر جنس چرخ دنده و پینیوم هر دو از فولاد با سختی BHN=400 باشد، با توجه به جدول ۴-۱۱ از کتاب طراحی خورزاد داریم:

F¬b: قدرت خمشی چرخ دنده‌ها

اگر جنس انتخابی از فولاد مخصوص چرخ دنده‌ها باشد، تنش مجاز آن برابر است با تنش خمشی مجاز برای فولاد کربونیزه شده مخصوص چرخ دنده که مساوی است با:

از جدول ۲-۱۱ کتاب خورزاد با توجه به تعداد دندانه NB=30 فاکتور لوئیس را بدست می‌آوریم:

با توجه به محاسبات انجام شده داریم:

از جمله پارامترهای مهم و اساسی در طراحی چرخ دنده درستی روابط زیر است:
۱٫ باید باشد. این شرط درست است. چون با برقرار کردن FW=F¬d پهنای چرخه دنده را محاسبه کرده‌ایم.
۲٫ باید باشد که این شرط برقرار نیست.
۳٫ باید باشد که این شرط هم برقرار است. پس باید Fb را تغییر دهیم تا شرط دوم برقرار باشد. چرخ و پینیون را از جنس با سختی BHN=300 درنظر می‌گیریم، پس داریم:

بنابراین داریم که:

چون شرط اساسی طراحی چرخ دنده‌ها برقرار است، پس مشخصات چرخ دنده و پینیون به صورت زیر درنظر گرفته می‌شود:

محاسبه قطر محور محرکت کالسکه
اولاً به علت اینکه محور، محور محرک می‌باشد و چرخ دنده‌ها روی آن سوار می‌شوند، طولش قدری از محورهای متحرک کالسکه بزرگتر می‌باشد. از طرفی با توجه به نیروهای وارده بر چرخ دنده نصب شده روی محور، نیروها و کوپل موثر بر آن در دو صفحه افق و قائم اثر می‌کنند که نیروی Ft در صفحه افق و نیروی Fr در صفحه قائم موثر است.

این فقط قسمتی از متن مقاله است . جهت دریافت کل متن مقاله ، لطفا آن را خریداری نمایید
word قابل ویرایش - قیمت 8700 تومان در 61 صفحه
127,000 ریال – خرید و دانلود
سایر مقالات موجود در این موضوع
دیدگاه خود را مطرح فرمایید . وظیفه ماست که به سوالات شما پاسخ دهیم

پاسخ دیدگاه شما ایمیل خواهد شد