close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

38

код для вставкиСкачать
П Р И М Е Р
Р А С Ч Е Т А
П Е Р Е М А Т Ы В А Ю Щ Е Й
Красноярск
1995
Л Е Б Е Д К И
Гооддавотавяный комитат Российской Фвдесации
по вношвму обсааовашго
КРАСНОЯРСКИЙ ГОСУДАРСТВШ-ДЙ ТЕХИШСКИЙ УШВЕРСЮТ
ПРИМйР РАСЧЕТА. П Ё Р Ш Ш А Щ Е Й ЛЭЗВДКИ
Мвтодичеокив указания
Красноярск 1995
УДК 621.873 (07)
Пример расчета шрвяагашэющей лебедки: Методические ука­
зания т куооовому кдашломнсадпцоекгщюваншо для атаентов
специальности 1504 - "Подъамво-гранапоргныо, строительные и
дорожные'машины и обогадование /'Соог. К.Д.Ники'гиа; КГТУ. К&ао~
ноярок, 1995. 39 о.
п
Печагавтоя по решению редакционно-издагельокого
совета уклзероитет
(с)Краоноярский гооддаро тленный технический уюшероитет, 1995
создания
ОБЩИЕ
Перематывающие дебедкяг применяют при больших длинах, нака­
тываемого каната в качестве подъемник или тяговых в больше­
грузных башенных, козловых к шахтных кранах, в наклошшк судо­
подъемниках, а также з качестве траловых лгбедок' [I, с,2СЗ].
Перем&тывевщая лебедка в целом состоит из собственна лерй^тнвэющей (канатоведущей) части подъемной, или тяговоП лебедки
и канатосборного устройства .ilpif э к м .t подъемное, иди тятотюё.
канатоведущей лебедке, имеющей д>за н'эратаелыщх, синхронно
вращающихся барабане- канат ш закре мнется на ккх, ft yifjxajwвается в кольцевые канавки о сЛгредея.щой силой натяжения и
при вращении барабанов увлекядося за счет возииквивргх ~;pr эгсы
сил трения между поверхностями канавок и канала'[?,• c.I?'']. 3s:
счет перематывания натянутого кана'ха происходит свижоню его
натяжения от максимального усилия :п нгбегаюцэй вечгди (подвес
груза) до.минимального в сбегающей ветви, которая укладывается в канатосборное устройство, щгедстмзлявдее собой каштосборную лебэдку (катушку), либо канатосборный полаг'-пасг. Мини-мальное, или начальное усилие Н Э Т Я Ж О Н Е Я обеспечиваемся специ­
альным фрикционом каяатосборной лебедки либо ев двигателем,
либо силой тяжести канатосборного пояионаота.
t
В качестве основынх параметре!, при проектировании церэма^
тывающей лебедкл обычно задают:
- грузоподъемность ш ш тяговое усилив - 0., т;
- скорость подъема груза или перемещения:теговогодопе­
та - V .. м/мик;
- высоту подъема груза или длину тягк - Й , м;
- режлм работы механизма;
- условия использования лебедки - кранове*., тяговад и т.п.
При заданных исходных параметрах проекжый расчет перема­
тывающей лебедки нзчиъается с выбора ее схамы, после чего про­
изводится расчет подъемной, а затем канатосборное лебедок.
I. ИСХОДНЫЕ ДАкчаЕ
Грузоподъемность -Q. ••= 160 т.
Скорость подъема - V = 5 'м/мин.
Высота подъема
- Н = 62 м.
Ражим работы механизма -- средний 4М по ГОСТ 25&35.
Условия использования лебеда - да подъема груза козлово­
го крана.
2. ВЫБОР Ш М Ы
Могут быть различные разновидности схем. Наиболее ком­
пактной для козлового крана представляется схема с канатооборной лебедкой. При этом могут быть два варианта запасовки кана­
та (рис. I , а и б). Схема, показанная на рис. I , б,более ком-
Рис. I . Схема запасошш каната лебедки:
I - перематывающие барабаны; 2 - канатосборная катуш­
ка; 3 - направляющий шкив; 4 - грузовой полиспаст; 5 отклоняющий шкив грузового каната
пактка и удобна для кранов пролетного типа, так.как в этом
случае канат непосредственно опускается на грузовой полиспаст
с одного из перематывающих барабанов, для чего на нем напол­
няется дополнительный ручей. Поэтому примем зту схему.
3. РАСЧЕТ ПОДЪЕМНОЙ КАНАТОВШЩЕЙ ЛЕБЕДКИ
3.I.. Выбор полиспаста
Исходя из грузоподъемности и получения приемлемых пара­
метров каната, выбираем одинарный 16-кратный полиспаст [з,
3.2. Выбор каната
Максимальное натяжение каната
С
- fit
где Q- - суммарна.?: сила веса поднимаемого груза с учетом весов
грузовой подвески (траверсы) и канатов, кН; 2 - общее чясдо
ветвей каната полиспастной системы, на которых подвешен груз:
- КПД, учитывавший потери в полиспаста механизма.
<?=<<? +Qn
•
где Q .- масса номинального груза (-грузоподъемность), т; Q масса грузовой подвески, т; Q - наибольшая масса канатов
подвески.при нижнем положении груза, т; g - 9,81 м/с - ус­
корение силы тяжести.
n
K
2
£ = (160 + 8 + 4)-9,81 = 1687,3 кН'# 1690 кИ.
Здесь массы грузовой подвески и канатов приняты по аналогия с
существующими конструкциями {3, с.4) ; масса канатов может
быть также подсчитана, исходя из схемы полиспаста, ориентиро­
вочно принятого диаметра каната и высоты подъема.
Z
= аи
п
•
где О. - количество полиспастов механизма подъема, й = I (оди-
нарный полиспаст); U
2*= 1*16 = 16.
- кратность
n
b
пйляспаста, ^ = 1 6 ; тогда
=
где hfy - КПД, учитывающий потери на одном блоке полиспаста;
§бх = 0,97-0,98 для блоков на подшипниках качения; fas 0,940,96 для блоков на подшипниках скольжения.
Приняв для блоков полиспаста подшипники качения оо зна­
чением fyfy » 0,97, получим
16
I - 0.97
16 ( I - 0,97)
0,84
Тогда максимальное натяжение каната
л
1690
Отсос =
125,74 кН "ЗГ 126 кН .
16 • 0,84
Разрывное усилие принимаемого каната в соответствии с
требованиями "Правил устройства и безопасной эксплуатации
грузоподъемных кранов (в дальнейшем изложении - "Правил Госгортехнадзора") должно быть не меньше, чем максимальное натя­
жение в канате с учетом коэффициента запаса прочности [4, с.
2б], т.е.
т а х
где Fo - разрывное усилие каната в целом, принимаемое по сер­
тификату, Н; Z p - минимальный коэффициент использования каната
(минимальный коэффициент запаса прочности), определяемый Пра­
вилами Госгортехнадгг^а; Жр = 5,6 для реткама 4М по ГОСТ 25835,
~4, с.26, табл. 2Д.
Тогда $таг*р = I26-I0 -5,6 = 705600 Н.
По этому усилию до ГОСТ или каталогу, например, £5, с.426,
прил.11] подбираем канат диаметром 35 мм типа ТЛК-0 конструк­
ции 6x31(1 • 6 + 12 + 12)+ I о.с. по ГОСТ 7679 с разрывным
усилием каната в целом F = 73200 кг (718092 Н) при временном
сопротивлении разрыву проволочек, равным 200 кГ/мм (I960 МПа).
3
0
2
Обозначение каната по стандарту: "Канат 35-Г-1-Н-1960(200)
ГОСТ 7679-60", что означает - канат диаметром 35 мм, грузового
назначения, из проволоки без покрытия (буквенное обозначение
не проставляется), марки I, правой крестовой С Б И В К И (буквенное
обозначение, не проставляется), нераскручивающиися, маркировоч­
ной группы I960 МИа (200 кГ/мм ).
Дополнительные параметры каната:
- расчетная площадь сечения всех проволочек - 450,55 mfi;
- расчетный вес 1000 м смазанного каната - 4335,0 кГ.
Проверим фактический запас прочности каната
2
Го
718092
2 р « = ~Р~
=
= 5.7>Z
= 5,6 .
?
Srnav
126000
8.3. Определение диаметра барабанов
В соответствии с рекомендациями Правил Госгортехнадзора
[а, С.293 минимальный диаметр барабанов Т, , огибаемых сталь­
ными канатами, по средней линии навитого каната определяется
по формуле
p
Р
Р
б
где h - коэффициент выбора диаметра барабана; для режима ра­
боты 4М
= 20,0 [4, с.29, табл-Sj ; d - диаметр каната;
d к = 35 мм.
Тогда 2)/>^ 20,0.35 = 700 мм.
Учитывая, что для перематывающих лебедок существует и
другая рекомендация, например, Ds~ (40 - SQ)d , дающая
большие габариты, увеличлм насколько диаметр барабана и при­
мем его равным Д у = 900 мм.
Y
K
K
3.4. Определение количества ветвей каната на барабанах
где
126
щей
или
к ~ коэффициент запаса; принимаем к = 1,3; S ~ SnaS =
кН - максимальное натяжение каната, или усилие в набегаю­
на барабан ветви; S = ScS- минимальное натяжение каната,
уешше в обегающей с барабана ветви; мояет быть принято
moz
0
ориенилзовочно при проектировании по», рекомендации Sq^0,125 х
х Згпал. = 0,125-126.= 15,75 кН. С целью уменьшения нагрузки на
канат и улучшения условий его работы на канатосборной катушке
примем уменьшенную величину предварительного натяжения 6 =
7 кН, а затем проверим ее по условиям: ) непроскальзыванкя
по ручьям барабанов при подъеме полного груза и б) возможнос­
ти опускания порожнего грузозахватного устройства, б = 2,718...
основание натурального логарифма; yw - коэффициент трения кана­
та с барабаном; величина уИ зависит от.материалов трущихся
поверхностей и формы ручья, так,для смазанных канатов при по-,
лукруглой канавке без подреза на чугунных или стальных ободах
у>1 = [о,12 6, c.26l] ; ос = Т - угол обхвата барабана одной
ветвью каната; С - коэффициент, учитывающий сопротивление
жесткости каната;
I +^ , где | - коэффициент жесткости,
определяемый но эмпирической формуле, где диаметры подставля­
ются в см
х
d£
3.5
t
0,1 — = £ — - 0,1
= 0,015 ;
>
- 10
90 - 10
тогда С = I + 0,015 = I.DI5.
Замечание. Ввиду малости этой величины в дальнейшем при
проектном расчете ею можно пренебречь.
Итак, подставив значения в формулу, получим
а
ж
2
=
ж
П
а
1
= 8,04 ;
о Г
0,12т
I
GH2.7I8
.1,0151
принимаем П. = 8, тогда количество ручьев на каждом барабане
I" - Я/2 • 8/2 и 4,
3.5. Проверка принятой величины минимального натяжения
По условию непроскальзывания каната по ручьям барабана
при подъеме полного груза должно выдерживаться соотношение
что меньше принятого значения Sq = 7 кН, таким образок усло­
вие обеспечивается с запасом
.
к
7
=
=
1,28 ~ 1 , 3 .
5,43
По условию возможности опускание порожнего грузозахватно­
го органа должно выдерживаться соотношение
с
7
$ • > _
°—_
о.ЗО кП,
=
=
где Smin - минимальное натяжение ветви каната, сбегающей с
барабана,при опускании порожнего грузозахватного устройства,
вес которого принят равным (см. 3.2) Q- = Q о- = 8-9,81 =
78,48=3-78,5 кН.
Q„
78,48
Omin
—
'
'" — — — — — - 5,84 кН.
2 IJ„
16 . 0,84
n
n
=
Таким образом Smn = 5,84 кН > 0,30 кН, т.е. условие
обеспечивается с запасом к = 4,9/0,30 = 16.
3.6. Определение нагрузок, действующих на перематывающие
барабаны
В соответствии с принятой схемой запасовки каната механиз­
ма лебедки (см. рис. I . б) изобрази» расчетную схему действую­
щих нагрузок на перематывающих барабанах лебедки (рис. 2).
Усилия в ветвях таната определяются зависимостью Л.Эйлера:
С
—
^
п
при этом части усилий на преодоление жесткости ветвей каната,
обусловленные коэффициентом С * , ввиду их малости не учиты­
ваем.
При подъеме полного груза
Sn
1 2 6
- Smox.~ $9 ~
кН
*
Усилия в оотальных ветвях каната, наматываемых на бара­
баны определятся-.
IL
$4
s-
23,2
15,9 кН;
3
2,718
15,9
10.9 кН;
10,9
7,5 кК;
0,12-T"
2,718
s
с _
2
^1 -
7.5
2,718
Примечание. При определении усилия ^ угол обхвата при­
нят равным <х = '^/2, поскольку, как видно из схемы, здесь
виток неполный.
Принятое значение 6о = 7 кН больше расчетного (что и тре­
буется) с запасом к = 7/5,1 = 1,4 и обеспечивается приводом
яанатосборной лебедей с помощью .электродвигателя с жесткой
.характеристикой и специального фрикциона.
Суммарные усилия, действующие на барабаны:
1. Барабан I
Усилие в горизонтальной плоскости
X S = So *• Si +
Х-1
=
+ 5s =
7
7
»
5
+
S±
+
S4
+
$s
+
= 324,8 кН.
Усилие в вертикальной плэскости
Y/
=
S .=
9
126 кН.
Результирующее усилие
S
R
f
-5б + 5 +
+ Ю . 9 + 15;S + 23,2 + 33,9 + 49,4 + 105 -
J\jX?+ Y, '
+ 126* = 348 «U.
2. Барабан П
Усилие в горизонтальной плоскости
7
» 7.5 + 10,9 + 15,9 + 23,2 + 33,9 + 49,4 + 72'+ 105 « 317,8 кН
Усилие в вертикальной плоскости
Y-o.
3.7. Определение моментов на перематывающих барабанах
Крутящий момент, необходимый для перематывания канатов и
подъема груза,
М
* (^/т- So ) ~
гр
= (126 - 7)
= 53,55 кйм.
Момент, необходимый для преодоления трения в опорах,
где
и
~ коэффициенты трения, в опорах барабана; при­
нимаем для опор на подшипниках качения ///=/И = 0,015;
и
й.цг - диаметры опорных цапф барабанов; принимаем ориенти­
ровочно d^i = с1цг = 180 мм, тогда
2
0,18
0,18
М-го = 0,015-348
+ 0,015-317,8
= 0,90 кй* .
Р
2
2
Т
Суммарный момент
Мсцм - М
+М
гр
7р
= 53.55 + 0,90 = 54,45 к Ш
3.8. Определение необходимой мощности и выбор электро­
двигателя
Для определения мощности привода следует установить число
оборотов барабанов
\Lun
/7л =
и
ТГЪб
5-16
= —;
= 28,31 об/мин .
5Г-0.9
Тогда необходимая мощность на валах перематывающих ба­
рабанов
.
. 54,45 : 10 • 2В,31
°
9560
9560
3
п
где Мсун- в Н-м;
П$ - в об/мин.
Необходимая мощность на валу электродвигателя с учетом
потерь
..
fy'
161,2
s
^
- 7w
-т г - '•
где
-КПД механизма; принимаем ориентировочно £ =0,9.
Поскольку получена почти предельная для выпускаемых про­
мышленностью крановых электродвигателей" мощность (около 185200 кВт), принимаем двухприводную схему механизма с двумя
электродвигателями.
Тогда мощность для подбора одного электродвигателя опре­
делится как
1
J\/ /
gg
=
7
9
к в
/Ки = —179
- = 89,5 кВт
2
" 2
По каталогу или справочнику [ 7 , с.58, таб.2-34] подбираем
крановый электродвигатель ближайшей большей мощности.
Характеристика и основные параметры электродвигателя:
- тип - асинхронный с фазным ротором МТН 613-10;
- номинальная мощность - 90 кВт при ПВ 25 %;
- частота вращения - Па$ - 570 об/мин;
- максимальный момент - Итак ~ 4120 Им;
- КПД двигателя = 0,87 (87 % ) ;
- маховый момент ротора - &И = 25 к1м ;
- масса двигателя = 1240 кг;
- диаметр выходного конца вала - df » 90 мм.
Номинальный момент двигателя
г
2
%
М*
и
"
Nд&
9560
Пи
90
= 9560 —
* 1509,5 Нм = 1,51.кйи .
570
Учитывая незначительное превышение мощности выбранного
электродвигателя над расчетной, следует произвести проверку
его на нагрев, например, по среднеквадратичной мощности [в,
с.290] , используя усредненный график загрузки механизма подъ­
ема для среднего режима работы.
3.9. Определение передаточного числа и выбор передач
Передаточное число механизма
= 20,13 .
28,31
Из соображений наиболее рациональной компоновки по ката­
логу [э, с.37} подбираем коническо-далин.тфический редуктор
типа КЦ I-3O0 исполнения IX с передаточным числом 6,44 для час­
тоты вращения 600 об/мин и мощности 94,4 кВт при крановом
среднем режиме работы; КПД редуктора - 0,92; масса - 510 кг.
Диаметры концов валов: входного (конический) - 50 мм;
выходного (цилиндрический) - 80 мм.
Передаточное число открытой передачи
U
= — —
=
П'
5
и
20,13
Uon = 7 7 — =
= 3,13.
0
U-pri 6,44
ЗЛО. Определение тормозного момента и выбор тормоза
Поскольку принята схема механизма с двумя электродвига­
телями (см. 3.8), принимаем соответственно два тормоза в при­
воде.
Тормозной момент каждого тормоза
,
М
т
т
= кт
М
ГР
— —
U
,
Ь
I
53,55
= 1.25
0,9 = 3,0 кНм ,
20,16
где к =1,25 коэффициент запаса торможения для одного тор­
моза при установке двух тормозов в механизме J4, с.32].
По каталогу [э, с.45] подбираем тормоз двухколодочный
типа ТТ с электрогидротолкателем с максимальным тормозным мо­
ментом Мттах.Нм = 3,2 кНм.
Основные параметры тормоза:
- типоразмер -^ГТ-500;
- диаметр тормозного шкива - 500 мм;
- ширина тормозных колодок - 200 мм;
- масса тормоза - 216 кг.
т
3 2 0 0
3.II. Расчет открытой зубчатой передачи
3.II.I. Тип передачи и числа зубьев
Поскольку окружная скорость в зацеплении открытых пар
невелика, используем прямозубое зацепление. Примем число
зубьев шестерни Z = 17, тогда число зубьев зубчатого колеса
Z
- 1. -а
= 17'3,13 = 53,21;•принимаем
Н- = 53.
Теперь можно уточнить некоторые параметры передачи, а
именно:
- уточненное передаточное число открытой пары Uo = "/z^r
= 53/17 =3,12;
- уточненное передаточное число механизма U - Up dU = 6,44-3,12 = 20,09;
- уточненная частота вращения барабана Off = Чи
= 570/20,09 = 28,37 = 28,4 об/мин;
- уточненная скорость подъема груза
w
K
ш
оп
/с
-
z
n
&
an
Пд
ТГЪб Пе
Т-0,9-28,37
.
= 5,01 м/мин
Un
16
(отличается от заданной незначительно - лишь на 0,2 % ) ;
- скорость каната \/ = Уй
- 5,01*16 = 80,16 = 80,2м/мин.
3.11.2. Выбор материалов открытой нары
Учитывая повышенную ответственность (механизм подъема) и
тяжелые условия работы (открытая пара), выбираем легированную
и углеродистую улучшенные стали $
-для шестерни
сталь 45Х по ГОСТ 4543-71 улучшенную с механическими свойства­
ми Г ю , с.69, табл.40] или [ I I , 0,202,. табл.10.12],
6 = 85 кГ/мм = 834 МПа; б> = 65 кГ/мм « 63Й МПа; «С, =
= 40 кГ/мм = 392 МПа и твердостью НВ 250;
-для колеса
сталь 451 по ГОСТ 977-65 улучшенную с механическими свойства­
ми [Ю, с.70, табл.40], tf = 75 кГ/мм = 738 МПа; 6> = 40 кГ/
мм = 392 МПа; б_,.= 30 кГ/мм = 294 МПа и твердостью НВ 220.
\/
к
п
2
2
Ь
2
2
a
2
2
3.11.3. Допускаемые напряжения изгиба
Учитывая одностороннее нагруяение передачи (основная наг­
рузка - на подъем груза), принимаем пульсирующий характер из­
менения напряжений, тогда
[eJ
2
= -гт -
kp
,
f l 2 , С.253"|
где 6 - предел выносливости зубьев "при пульсирующем цикле;
б$ ~ 1,4 б-f ; [nj - коэффициент запаса прочности; [nj =
= 1,6 для кованой шестерни при улучшониг; [nJK= 1,8 для литого
колеса при нормализации или улучшении [12, с,254, табл.15.5];
к - эффективный коэффициент концентрации напряженки в корне
зуба; для стальных нормализованных шга улучшенных колес к •
= 1,8 JI3, с.223, табл.31]; к - коэффициент режима нагружения для изгиба
Г7Г~
Q
m
д
е
р
€
где N - базовое число циклов, принимаемое при расчете на
изгиб равным от 2 > Ю до 5'10 циклов; N - общее число циклов
соответствующего зубчатого колеса за весь срок службы; /У =
= 60 а Тс, где п - число оборотов рассчитываемого колеса в
минуту; для колеса Пк = П$ = 28,4 рб/мин, для шестерни п =
= Пк и п - 28,4*3,12 - 88,5 об/мин; Т - число часов работы
передачи за весь срок службы; если принять нормативный срок
службы крана 12 лет, 260 рабочих дней в году при двухсменной
работе по 8 часов в смену, то получим Т' ~ 12-260>2-8 = 49920 ч;
о - число зацеплений рассчитываемого колеса; для шестерни
Сш - 2; для колеса С * = I .
Q
6
6
ш
в
А/
=&0П Тс =
ш
ш
60-88.5-49920-2 = 53,02.Ю
ш
7
А/к - ЬОПкТСк* 60-28,4.49920.1 = 8,5'Ю .
7
Таким образом.общее число циклов работы,как шестерни А/'ш,
так й колеса, М с больше базового А/о , значит, отношение ^ у < 1 ,
а в этом случае следует принимать значение коэффициента режима
kp ~ I .
Тогда допускаемые напряжения изгиба для шестерни
Г-Л
1,4
б-ш ,
1,4 • 392
для. колеса
г 1
Iff]
I J"*
1,4
я
tf-iK
1,4 • 294
tL-ZJS. к = ~
[n] kg
-
I в 127 МПа.
Р
Р
K
1
е
• 1.8
3.II.4. Допускаемые контактные напряжения
Для зубьев передач, находящихся под воздействием перемен­
ных нагрузок,допускаемые контактные напряжения определяют с
учетом переменности режима и срока службы передачи:
[ И . 0.231] ^
где [6<j] - базовый предел контактной выносливости поверхностей
зубьев, соответствующие базовому числу циклов нагружения N ;
[б$
= 26 НВ [13, с.230, табл.33] ; к - коэффициент режима
нагружения для контактных напряжений,
w
0
р
н
где No - базовое число циклов при расчете на контактную проч­
ность, принимаемое для среднеуглеродистых и легированных кор^мализованных и улучшенных сталей равтш. Ю циклов; N - общее
число циклов нагружения; Мц = 53,02-ю'"'';
8,5-ю''' (см.
З.И.З).
Таким образом,общее число циклов работы,как шестерни Ми,
так и колеса,/^ больше базового No, значит,отношение ^J^<I,
а в этом случае следует принимать значение коэффициента режима
равным кр - I .
Тогда допускаемые контактные напряжения:
для шестерни
7
[£]ц =° 26 НВ кр = 26-250-1 = 6500 кГ/см .= 663 МПа;
2
№
Ш
для колеса
6
[ ]нк=
2 6
2
* 26-2.20-1 = 5720 кГ/см = 583 МПа.
В качестве расчетного принимаем меньшее из двух
583
МПа.
З.П.5. Определение модуля зацепления по напряжениям
изгиба
гда М
- крутящий момент на соответствующем зубчатом колесе:
на шестерне
М
ш
=— ^ 1 =
Uon
3,12
=.17,45 х Ш ;
на колесе
Меям
/ty =_ipLy?
K
54,45
= — —
1,1 == 29,94 кНм,
где if ='1,1 - коэффициент неравномерности распределения мо­
мента; к - коэффициент расчетной, нагрузки; для предваритель­
ных расчетов можно принимать к = 1,3-1,5, [14, с.280] ; при­
мем к = 1,4; Ур - коэффициент прочности зубьев по изгибу;
принимаем по таблицам [14, с.263, табл.35} в зависимости от
количества зубьев: для шестерни при тЕ - 17 YFW = 4,30 при
нулевом смещении исходного контура; для колеса при Z^ = 53
YFK = 3,73 при нулевом смещении исходного контура; 1/> = &/т коэффициент ширины зуба по модулю; для прямозубых колес принима­
ется равным 6-10 р 4 , с.247] ; примем f = 10.
Установим расчетное значение модуля:
по шестерне
ш
т
m
3
/2-17,45-Ю -:, 4-4, о'
g
= 0,0187 м;
17-Ю-190,6-ПУ
3
2-29,94-Ю -1,4-3,73' .
, r^,
и
К
= 0,0167 м.
f
№ *
V
53.I0.I27-I0
Поскольку при расчете открытых зубчатых передач с целью
компенсации влияния износа на уменьшение толщины зубьев реко­
мендуется увеличение модуля на 8-15 % [12, C.252J, примем
значение модуля т = 20 мм.
K
m
fe
3.II.6. Основные геометрические параметры открытой пере­
дачи
Колесо:
диаметр начальной окружности d* = >2 = 20.53 = 1060 мм;
ширина зубчатого веща
ёк^'/т^ ~
~ ^ 0 мм;
/Г
К
диаметр окружности выступов daK^
d-к + 2Ш = 1060+2-20=П00мм;
диаметр окружности впадин dj = d 2,5m = 1060-2,5•20=Ю10мм.
Шестерня:
диаметр начальной окружности d = т 2# = 20-17 = 340 мм;
ширина зубчатого венца 6 - $ + 10 = 200 + 10 = 210 мм;
диаметр окружности выступов dom =du+ 2т - 340-^2-20=380 мм;
диаметр окружности впадин
=da- 2,5т = 340-2,5-20=290 мм.
K
K
u
Ш
к
Межосевое расстояние
q
-
dm+dx
_
340 • 1060
700 мм.
=
г
2
3.II.7. Окружная скорость в зацеплении и степень точнооти
передачи
(/
1Td
П,
w
Ш • 0,34 • 88,5
и
60
= 1,57 м/с.
60
Примем 8-ю степень точности передачи в соответствии с
рекомендациями [ ш , с.81, табл.47J .
3.II.8. Уточненное значение коэффициента расчетной
нагрузки
к
= кр к
v
.
[14, с.280]
где кр - коэффициент концентрации нагрузки; для прирабатыва­
ющихся прямозубых и косозубых передач при переменном режиме
нагружения можно принимать кр = 0,5(/Сро+ I ) ; где к$ ~
1,2
Д*
~ 2Ю/340 = 0,62 [ l 4 , с.282, табл.38] и располо­
жении шестерни вблизи одной из опор; к^~ 0,5(1,2 + I ) = 1,1;
к у - коэффициент динамичности нагрузки;.для 8-й степени
точности и окружной скорости до 3 м/с k = 1,25 jjI4, с.287,
табл. 39-] , тогда
0
4
v
к
=кр k
v
= I . I • 1.25 = 1,38.
3.II.9. Проверка передачи по контактным напряжениям
(в кГ/ем )
2
6
V — « —
=
* -пг~
* Н ' С
14,
с
- 3
268
где j ? - коэффициент, учитывающий влияние коэффициента торцо­
вого перекрытия £, , можно принимать 2L$= 0,9, что соответ­
ствует коэффициенту перекрытия £ ^ = 1,6.
t
Л
5
Q
_
*
<
1085-0,9 п /1,38-0,102-29,94-I0 (3,I2+I)
\/
70-3,12
у
3
0
= 5427 кГ/см'Ч
20
[ б ] ^ = 5720 кГ/см
2
(расчет в данной формуле выполнен в кГ и см).
Открытая зубчатая пара удовлетворяет условиям контактной
прочности.
3»12. Ориентировочное определение диаметров валов и опей
Приводной вал (вал ведущей шестерни)
где М = Мщ = 17,45 кН крутящий момент на валу ведущей шестер­
ни (см. 3.II.5); J V ] - допускаемые касательные напряжения; при­
нимаем пониженные значения £с] = 200 кГ/см = 19,6 МПа.
2
,
CL >
*
1
3
. . 17,45-Ю
\/
г- = &ДБ5 м.
У 0,2-19,6-Ю
6
Принимаем 0^ = Т80 мм, тогда диаметр под рестерню dfm= 160 мм, под подшипник - dsn °Д муФтУ соедини­
тельную - cf/Af = 120 мм.
Ось барабана.
Поскольку ось работает только на изгиб, примем ее диаметр
ориентировочно, а в дальнейшем проверим по напряжениям изгиба.
1 5 0
ш
>
П
Итак, ориентировочно принимаем диаметр оси в среднем се­
чении dz - 250 мм, тогда диаметр под зубчатое колесо (венец)
dzK - 220 мм, диаметр под подшипник d
= 180 мм.
3n
3.13. Предварительный выбор подшипников
Учитывая высокую радиальную нагруженность опор и трудность •
обеспечения полной соосности при монтаже привода, выбираем
роликоподшипники радиальные сферические двухрядные типа 3000
р б , с.466, табл.?^ ,. а именно: ддя приводного вала - подшип­
ник 3530 ( d - 150 мм, £ ~ 270 мм, В = 73 мм); для опор
барабанев - подшипник 3536 ( d = 180 мм, 2) - 320 мм, В =
= 86 мм).
3.14. Подбор соединительных муфт
3.14.I. Соединение электродвигателя с редуктором
Рабочий, длительно действующий на соединяемых валах, кру­
тящий момент
Меям
54,45
.1.1-1.49
^
где ц> = 1,1 - коэффициент неравномерности распределения мо­
мента.
диаметры соединяемых валов: вала электродвигателя - 90 мм
(конический); вала редуктора - 50 мм (конический).
По каталогу J9, c.4l] подбираем муфту зубчатую одиночную
№ 5 с тормозным шкивом с наибольшим передаваемым крутящим мо­
ментом Мкр= 6,50*кНм и наибольшей частотой вращения 3000 ой/т;
наибольшие диаметры расточек йод валы d = 90 мм (цилинд­
рическая) и d = 95 мм (коническая); масса муфты - 120 кг;
момент инерции I = 15,5 кг-м .
Проверка выбраьной муфты [17]
2
где Ki - коэффициент, учитывающий степень ответственности
передачи и принимаемый по таблице для очень ответственных ус­
ловий (возможность человеческих жертв при отказе),
= 1,8;
fc
- коэффициент, учитывающий условия работы и принимаемый
по таблице для неравномерного нагружения / f = 1,3; К - коэф­
фициент углового, смещения, принимаемый по таблице для угла 0,5
йбзмбжмог-о перекоса К = 1.2Б,
s
s
3
3
М«Р. =
Мраб
I.4S
= , 3 6 > К, К,К,4
/ 2 3
1,8.1,3-1,25 = 2,92
Условие удовлетворяется.
3.14.2. Соединение редуктора с приводным валом
Рабочий, длительно действующий на соединяемых валах кру­
тящий момент
и
fifpaf =
И сим
• -—
54,45
= —•
1,1 = 9,60 КЕМ.
у
Z U
'
2-3,12
Диаметры соединяемых валов: выходного вала редуктора 80 мм, приводного вала шестерни - 120 мм (цилиндрический).
По каталогу [9, c . 4 l j или ГОСТ 5006-83 [ l 7 J подбираем муф­
ту зубчатую с промежуточным валом (тип 2) & 8 с наибольшим пе­
редаваемым крутящим моментом М р = 25 кНм и наибольшей часто­
той вращения 2100 об/глин; наибольшие диаметры расточек под
валы d = 140 мм; масса одной муфты 100 кг; момент инерции
(динамический момент) - 2,25 кгм*\
Проверка выбранной муфты [ l 7 ]
r
on
к
Л-/25
7 7 ^ = 7-Х = ^>КЖЖ^
2
Мраб
9,60
1
2
3
1,8-1,3-1,0 = 2,34,
здесь коэффициент углового смещения принят для утл?, перькооа
0,25° равным 1,0.
Условие удовлетворяется.
3.15. Эскззная компоновка подъемной лебедки
В соответствии с установленными размерами элементов про­
ектируемого механизма и габаритами подобранных комшгектуясг»х
изделий выполняем эскизную комтоновку по.тьет:ой лебедю: с цель*)
обеспечения чаиболое *№лесс образного взаимного расположения
сборочныг. еиитгц и рационального построения механизма в пелом
[18, с.64] , [J9, с.148~] (рис. 3 ) .
Рис. 3. Эскизная компоновка канатоведущей лебедки
3.16. Расчет осей барабанов
3.16.1. Выбор материала
Принимаем сталь 45 по ГОСТ 1050-74 нормализованную с ме­
ханическими свойствами [l5; с. 17, таблл] б
- 60 кГ/мм =
= 589 МПа; б = 32 кГ/мм = 314 МПа;
= 26 кГ/мм = 255
МПа и твердостью НВ 190.
2
й
2
2
т
3.16.2. Нагрузки, действующие на барабан
В соответствии с принятой -схемой лебедки покажем на рис. 4
силы, действующие на барабаны.
Рис. 4. Нагрузки, действующие на барабаны:
Р - окружная сила в зубчатом зацеплении; Т - радиальная
сила
Окружная сила
54,45
сум
Р
2
у
51,4 КН .
2-1,06/2
г
Радиальная сила
Т = Ptcjd = 51,4 tg'20° = 18,7 кН,
где с< = 20° угол зацепления стандартной эвольвентной пере­
дачи.
Из схемы следует, что более нагруженным является барабан I ,
который и примем за основу для дальнейшего расчета.
3.16.3. Нагрузки, действующие на ось барабана
Рассмотрим нагрузки в горизонтальной плоскости (рис. 5 ) .
ft
Рис. 5. Схема к определению
нагрузок, действующих на ось
барабана в горизонтальной
плоскости
JSL\
( 5 + 5/) 30 f ( S + $ ) Н О + ( $4 + 5 ) ГЭО + ( S +
Pax -
?
z
+ S-,) 270 • За-350 - Т -600 _
л
Д
6
600
(7 + 7,5) 30 + (10,9 + 15,9)110+
500
+ (23,2 + 33,9) С90 + (49,4 + 72) 270 + 105-350-13,7.600
= 120,9 хН.
р
- (,So+S<) 570 + ( 5 + 5з) 490 + (S4+S5) 410 + (St +
2
+ S?)
330 +^ -250
( 7 + 7,5 ) 570 + (10,9 + 15,9 ) 490 + (23,2+
e
600
+ 33,9)' 410 + (49,4 + 72 ) 330 + 105-250
185,2 кН.
Произведем проварку: сумма проекций всех сил на ось х
должна равняться нулю.
S +SA*S + S +S +S +S + S j:S -'7 -P
0
s
3
4
s
6
T
e
r
a7l
-Pf
x
=7 +
+ 7,5. + 10,9 + 15,9 + 23,2 + 33,9 + 49,4 + 72 + 105 - 18,7 - 120,9 - 185,5 = 0.
Значит нагрузки Pax. и Pgx. вычислены „равильно.
Рассмотрим расчетную схему нагружения оси барабана в гори­
зонтальной плоскости (рис. 6 ) .
В
Рис. 6. Расчетная схема нагру­
жения оси барабана и эпюра из­
гибающих моментов в горизон­
тальной плоскости
Опорные реакции:
Р
ах
Ах
'870 + P f f . 2 7 0
X
1070
145,03 КН;
120,9-870 + 185.2-270
1070
Pfo-800 + Р -200
185,2-800 + 185,2-270
дж
1070
~
= 161,07 кН..
1070
Проверка: 1 . x = О,
Яла: - P a x " Рбх. *
=
1 4 5
'
0 3
"
1 2 0
'
9
-
1 8 5 , 2
-
I 6 1
*
0 7
=
= 0.
Реакции вычислены верно.
Изгибающие моменты:
в сечении "a"
в сечении "б"
M-xxr RftxAf g=R -80Q
20Q
x
Ax
-
= 145,03-0,2 = 29 кНм;
^ал*
6 0 0
=
14
5,03.0,8 - 120,Эх
X 0,6 = 43,5 кНм.
Строим эпюру изгибающих .моментов (см, рис.6).
Рассмотрим нагрузки в вертикальной плоскости (рис. 7 ) .
Рис. 7. Схема к определению
нагрузок,действующих на ось
барабана в вертикальной плос­
кости.
Р -600 + S
600
-350
s
51,4-600 * 126-350
= 124,9 КН;
600
5 .250
126-250
9
= 52,5 кН.
600
Проьерка:
= О,
"
600
P -Pay * S ~ Pg
9
= 51,4 - 124,9 + 126 - 52,5 = 0 .
y
Значит нагрузки P y и Pgy вычислены правильно.
Рассмотрим расчетную схему нагружения оси барабана в
вертикальной плоскости (рис. 8 ) .
a
Рис.. 8. Расчетная схема нагруже­
ния оси барабана и эпюра изгиба­
ющих моментов в вертикальной
плоскости
твкГн
Опорные реакции:
Pay -870 + Р
R
6у
-270
124,9-870+52,5-270
Рби -800 + Р н -200
52,5-800+124,9-200
й
R
- —2L
°У
114,8 кН;
1070
1070
4S
=
=
1070
62,6 кН
1070
Проверка: 21 у = О,
R ~ Pay ~ Pjy * Rdy =
I I 4
Ay
-
8
~
I 2 4
-
9
~
5 2 , 5
+
6 2 , 6
=
Реакции вычислены верно.
Изгибающие моменты:
2
в сечении "а" А/уд = Ялу • 0 0 =-• 114,8 • 0,2
в сечении "в" ftfyg Rau - 80° - Pay
6 0
23 кНм,
п
= 4 , 8 - 0,8 -
- 124,9 • 0.6 = 1679 кНм.
Строим эпюру изгибающих моментов (см. рис.8).
Суммарные изгибающие моменты
°-
В сечении "а"
М ^М£ +Мр
В сечении "б"
Mg =\/Mxff *Myff' ^
а
=у29
а
2
+
4:3
2 3 2
2
' =
3
7
а Ь л
-
2
+ IS,9 ' = 46.6 кНм.
3.16.4. Проверка прочности оси барабана
Рассмотрим два опасных сечения, а
ступицей в месте перехода сечений; П-П
месте перехода сечений (см. рис.7).
Изгибающие моменты в сечениях I-I
тельные удаления их от точек "а" и "б",
ем равными:
Mi-i
~Мв =
4 6
-
именно: I - I - под левой
- под левой ступицей в
и П-П, учитывая незначи­
соответственно принима­
6
что идет в запас прочности.
Поскольку ось барабана работает только на изгиб, определя­
ем запас прочности для одноосного напряженного состоянияs
6-4
п . п =
6
где B.f = 255 МПа - предел выносливости материала оси (сталь
45 нормализованная - см. 3.I6.I) при симметричном цикле нагружения; к - эффективный коэффициент концентрации напряжений,
выбирается по таблицам в зависимости от вида концентратора;
£,
масштабный фактор, принимается по таблицам в зависимос­
ти от размера сеченая; ft - коэффициент состояния поверхности
детали; у - коэффициент влияния асимметрии цикла; 6 - амп­
литудное напряжение цикла; 6 - среднее напряжение цикла; для
симметричного цикла 6 - 0.
Сечение I - I
6
ff
е
а
1
т
т
к6 - 2,02 для галтельного перехода при ^/d. - 0,02 ( z = 5 мм), * / = 3 ( t = 15 мм) и 6 = 60 кГ/мм [ l 5 , с.41,
табл.5] ; <£,£= 0,61 для углеродистой стали и диаметре вала
~ 200 мм; р = 0,93 для чистовой токарной обточки [15, с.44,
2
г
а
табл.ю] до 7 8 и Б
в
a
Мт-г
37-ю
(у
ОД-0,22
max,
где W = О Д d/3
П
1-1
"
= 589 МПа [l5,c.45, табл-lf] .
3
3
- момент сопротивления сечения изгибу.
255
2.02
.^ ^ ' 34.75
0,61-0,93
2
= '
0 6 >
1
7
2
W = ' * '
Сечение Л-П
г
АС<У = 1,85 для гантельного перехода при /а? = 0,02 ( г =
* 5 мкО, */г = 2 ( t = 10 мм) и. 5 = 60 кГ/мм [15. с.41,
табл.5] ; Ь = 0,57 для углеродистой стали и диаметре вала
250 мм [15, с.44, табл. Ю ] ; р = 0,93 для чистовой токарной
обработки.
2
В
0
"
и
Mw-t
46,6-Ю
W
0.I-0.25
W I
3
3
255
= —
= 2 . 6 2 > f / l j -1.7 + 2
• 29.82
0,61-0,93
3.17. Расчет подшипников оси барабана
Предварительно (см. 3.13) подобраны роликоподшипники ра­
диальные сферические двухрядные 3536 легкой широкой серии с
динамической грузоподъемностью [С] = 62700 кГ = 616 кН [16, с.
472, табл.7] .
Эквивалентная нагрузка на подшипник
а - Мк*R
+YA)k k „
B
T
[15, с.77]
где X - коэффициент, радиальной нагрузки, X = I [16, с.115,
таблДЗ] ; к - коэффициент кинематический; к - 1.2 при вра­
щающемся наружнем кольце; R - радиальная нагрузка; V - коэф­
фициент осевой нагрузки; А - осавая нагрузка, , 4 = 0 ;
k~
динамический коэффициент (коэффициент безопасности); для наК
к
s
грузки с-легкими толчками и небольшими перегрузками принимаем
ks =1,2 [ l 6 , с. 115, таблЛб] ; к - коэффициент температур­
ный, для обычных рабочих температур подшипника до 100°С можно
принять к = I [16, с Л12]
Максимальная радиальная нагрузка на наиболее нагруженной
опоре "А"
г
г
R
=
R -AJRAx+RAy
A
2
2
=^I45,03 + 114,З ' = 185 кН.
-
Тогда эквивалентная нагрузка на подшипник
Q
= (1-1,2.185 + 0).1,2-1 = 266,4. кН.
Номинальная долговечность подшипника, млн. оборотов вра­
щающегося кольца
/
_ 60 я
I0
,
6
где П -число оборотов в мин. кольца подшипника; // - rig = 28,3
об/мин; L - установленный срок службы (ресурс) подшипника;
приникаем L/,= 12500 ч.
60-26,31
h
Тогда
и
=
• 12500 = 21,23 млн.об.
I0
6
Расчетная динамическая грузоподъемность подшипника
.-,
„ , к/
i/з.зз
г- -,
& = QU" = 266,4-21,23
= 666 кН < [С] = 616 кН,
где <Ц - степенной показатель, для роликовых подшипников оС » 3,33.
Таким образом долговечность и надежность выоранных под­
шипников в пределах установленного срока службы ( L = 12500
час) будет обеспечена.
4. РАСЧЕТ КАНАТОСБОРНОЙ ЛЕИЗДКИ
h
Ветвь каната, сходящая с перематывающих барабанов с мккимачьлым на'тяяонимг'м S . наматывается многослойно на канатосборкую чебедку "катушку"); при этом равномерность укладгеи
0
каната обеспечивается канатоукладчиком.
Привод канатосборной лебедю! может быть осуществлен либо
от отдельного электродвигателя, желательно - постоянного тока
с постоянным моментом (с так называемой "экскаваторной харак­
теристикой" ), лябо посредством цепной передачи от перематываю­
щего барабана с установкой фрикционного устройства для обеспе­
чения постоянства момента.
Остановился на первом варианте. В этом случае электричес­
кая схема подключения олектродвиг 1теля должна обеспечивать на
канатосборном барабане постоянный момент, создавая в ветви ка­
ната натяжение в пределах 7-9 кН
(S ).
Привод канатоукладчика обегепечим от канатосборного бараба0
Рис. 9. Схема канатосборной лебедки:
I - канатосборная катушка; 2 - электродвигатель; 3 - тор­
моз; 4 - редуктор; 5 - цепная передача; S - канатоукладчик
4.1. Основные геометрические параметры канатосборной
катушки
Принимаем, сообразуясь с диаметром и длиной наматываемого
каната, а также общей компоновкой:
- диаметр катушки Х> - 1200 ми,;
- число витков каната в одном слое
к =38;
к
- шаг навивки каната £ = 1,05 d = 1,05'35 = 36,75 т\ приняK
маем t = 37 ш .
Тогда рабочая длина катушки
L
• = 37.38 = 1406 мм.
= tk
Общая длина каната, наматываемого на катушку
La = И Up
- &2-I6 = 992 м.
Число слоев намотки каната
Из уравнения
Х>к
;
,
L~
LH
—
d*
j W , V
2d WdJ
Л(
)'
2-0,035
Щ2-0.035/
1 , 2
TrL
K
г
I
2, с.46
получим
1
,
2
,
"
T-I.406
2
= - 17,14 i 22,77.
Отсюда
L = 5,63; i = - 39,91.
i
2
Второй корень уравнения непреемлем (отрицателен).
Итак, получаем число слоев намотки I = 5,6 (т.е. шестой виток
неполный).
Расчетные минимальный и максимальный диаметры катушки
Д а = 2 + d (ZL~f).
К
K
[2. с.4б]
минишшьный расчетный диаметр
DKI = A mm = A= + ^ ( 2 « t
- I)
= 1,2 + 0,035(2-1-1)=
— т 235 к
Максимальный расчетный диаметр
As
=4
В Д
» 2)к + ^-(2.6
- I)
= 1,2 + 0.035(2-6-1) =
= 1,585 м.
4.2. Кинематический расчет привода, выбор электродви­
гателя и редуктора
Скорость продвижения (намотки) каната
'/ - 'пдь Ъ
л"-0,9-?8,37 = 80,17 = 80,2 м/мин.
к
п
Число•оборотов катушки:
при
ЛЗнгт'т
У
-rrr
VD ;
80,2
=
V. 1,235
к
n , .=
Kn
ai
Ктах
-
при J)
K
Krn
max
n
VK
= 20,68 об/мин;
80,2
™ * v z Z ^ - FTiei = '
I6
Лк
nоб/мин
-
Необходимая мощность двигателя канатосборной лебедки
N
=— ,
^
=
•
= 10,4 кВт.
60 • 0,9
Но каталогу [7, с.55, табл.2-32] подбираем крановый
электродвигатель ближайшей большей мощности.
Характеристика и основные параметры электродвигателя:
- тип - асинхронный с фазным ротором МТ 312-8;
- номинальная мощность - 13 кВт при ПВ 25
- частота вращения - Пд& = 695 об/мин;
- максимальный момент Мтох= 422 Нм;
- КПД двигателя
= 76,5 %;
2
- маховый момент ротора (р) - 1,55 K I M ;
- масса двигателя Qd6 - 210 кг;
- диаметр выходного конца вала d< = 50 мм.2
Номинальный момент двигателя
М
и
н
= 9560
Пдб
= 9560 — = 179 Нм = 0,18 кНм.
695
Минимально необходимое передаточное число привода
Um'in
- ~Z—~—
ктах
20,68
=
п
- 33,61.
По каталогу [э,с.34] подбираем крановый редуктор горизон­
тальный двухступенчатый с цилиндрическими зубчатыми колесами
типа Ц2-350 исполнения Ш с передаточным числом 32,42 для час-
тоты вращения 600 об/мин и мощности 12 кВт при крановом сред­
нем режиме работы; масса редуктора - 204 кг.
Диамотры концов валов:.
входного (конический) - 40 мм;
выходного (цилЕндрический) - 85 мм.
Необходимые числа оборотов двигателя для обеспечения пос­
тоянной скорости каната V = 80,2 м/мин :
K
V
80.2
= -=Г7)
Upa
~~Г
'32,42 = 670 об/мин;
" Uк mm
'1,235
VK
80,2
ПМ.тт
= —
Uped =
.32,42 = 522 об/мин.
ТДслюх
-1.585
Необходимый крутящий момент на валу электродвигателя при
диаметре намотки DKMU- 1,585 м и натяжении каната S = 7 кН
K
п
д6.тах
Л
0
.» А
и
.
Г
2tf/w3 Ь
0 Д 9 к Ш
,
2-32,42.0,9
что близко к 'значению номинального момента двигателя Д Д , =
= 0,18 кКм,
Требуемые числа оборотов и момент электродвигателя, необ­
ходимые для работы канатосборной катушки обеспечиваются соот­
ветствующей • электросхемой управления. При этом двигатель име­
ет так называемую "экскаваторную" характеристику и постоянный
момент, а поэтому натяжение каната не изменяется с изменением
диаметра катушки.
Натяжение каната при минимальном диаметре
D in
Km
0
nxmrn/g\
1.235/2
4.3. Расчет тормозного момента п выбор тормоза
Статический тормозной момонт на валу двигателя
ч,*
М
с
Sr. Ък-пп*
* -2^£22£ h
Zdp&d
I
7-1,585
=
0,9
2-32,42
0.154 кНм.
Тормозной момент для выбора тормоза
М
т
= к М^
т
1,75-0,154 = 0,27 кНм,
где к =
1,75 коэффициент запаса торможения при среднем ре­
жиме.
По каталогу [д, с.4бЗ подбираем тормоз двухколодочный
типа ТТ с электрогидравлическим толкателем с максимальным
тормозным моментом МТпШх= 0,4 кНм.
Основные параметры тормоза:
- типоразмер - ТТ-250;
- тип электрогидротолкателя - ТГМ-25;
- диаметр тормозного шкива - 250 мм;
- ширина тормозных колодок - 100 мм;
- масса тормоза - 37 кг.
т
4.4. Расчет канатоукладчика
Примем канатоукладчик винтового типа |_2, с. 178, рис.95а];
винт с резьбой трапециедальной "Трап 74x120" с левой и правой
нарезкой одновременно.
Шаг винта t& = 74 мм; число витков нарезки 2 =
/tg
= 1406/74 = 19.
Передаточное число между катушкой и винтом канатоуклад­
чика
7 4
К
Ьк
37
где t - 74 мм - шаг винта; t
= 37 - шаг навивки каната.
Для передачи вращения от катушки на винт используем цеп­
ную передачу цепью втулочно-роликовой ПР 25,4-5000 пр ГОСТ
10947-64. Число зубьев ведущей звездочка (на валу катушки)
2 < ='31, ведомой 'на валу винта канатоукладчика) - £ - 62.
s
k
г
4.5. Подбор соединительных муфт,.подшипников, эскизная
компоновка и пр.
Производится аналогично соответствующим расчетам подъем­
ной канатоведущей лебедки.
ЛИТЕРАТУРА
1. Справочник по кранам: В 2 т. Т.2. Крановые механизмы,
их узлы и детали / А.А.Ананьев, А.Г.Ланг, И.С.Мазовер и др.;
Под общ. ред. А.И.Дукельского.- М.- Л.: Машгиз, 1962.- 351 с.
2. Вайнсон А.А. Подъемно-транспортные машины. Изд. 3-е,
перераб. и доп.- М.: Машиностроение, 1974,- 431 с.
3. Расчетно-пояснительная записка к проекту козлового
крана г.п. 2x160+10 тс пролетом 69 м (черт. 1138.00.00) 1138.00.00.PC, Красноярск, завод,Сибтяжмаш, синекопия, 1970.86 с.
4. Правила устройства и безопасной эксплуатации грузо­
подъемных кранов.- М.: НПО ОБТ, 1993.- 246 с.
5. Иванченко Ф.К., Бондарев B.C., Колосник Н.П., Бараба­
нов В.Я. Расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин.Киев: Вища школа, 1975.- 518 с.
6. Справочник по кранам: В 2 т. Т.2. Характеристики и
конструктивные схемы кранов. Крановые механизмы, их детали и
узлы. Техническая эксплуатация кранов / М.П.Александров, М.М.
Гохберг, А.А.Ковин и др. Под общ. ред. М.М.Гохберга,- М.: Ма­
шиностроение, 1988.- 559 с.
7. Крановое электрооборудование: Справочник / Алексеев
Ю.В., Богословский А.П., Певзнер Е.М. и др.; Под ред. А.А.Ра­
биновича.- М.: Энергия, 1979.- 240 с.
8. Руденко Н.Ф., Александров М.П., Лысяков А.Г. Курсовое
проектирование грузоподъемных машин,- М.: Машиностроение,
462 с.
9. Вайнсон А.А. Подъемно-транспортные машины строитель­
ной промышленности: Изд. 2-е, перераб. и доп.- М.: Машинострое­
ние, 1976.- 152 с.
10. Домки Э.Р., Никитин К.Д., Киричек А.А. Курсовое про­
ектирование по деталям машин. Часть I . - Красноярск: Изд. гос.
ун-та, 1976.- И З с.
11. Иванов М.Н. Детали машин: Учебкик^для вузов. Изд.
3-е, доп. и порераб.- М.: Выспг. шк.,
1976.- 399 с.
12. Детали машин: Учебник для машиностроительных вузов /
В.А.Добровольский, К.И.Заблонский, С.Л.Мак и др.- М.: Машино­
строение, 1972.- 503 с.
13. Гузенков П.Г. Детали машин: Учебник для вузов.- М.:
шк.,
1975.- 464 с.
14. Решетов Д.И, Детали машин: Учебник для вузов. Изд.
3-е испр. и перераб.*- М.: Машиностроение, 1974.- 655 с.
15. Михайловский Э.М., Никитин К.Д., Фарков Г.С. Валы и
оси: Учебное пособие.- Красноярск: Изд. гос. ун-та, 1978.103 с.
16. Бейзельман Р.Д., Цыпкин Б.В., Перель Л.Я. Подшипники
качения: Справочник. Изд. 6-е, перераб. и доп.- М.: Машиностро­
ение, 1975.- 572 с.
17. ГОСТ 5006-83. Муфты зубчатые общего назначения.- М.:
Госстандарт, 1^83.- 10 с.
18. Курсовое проектирование грузоподъемных машин: Учебное
пособие для студентов машиностр. спец. вузов / С.Н.Казак, В.Е.
Дусье, Е.С.Кузнецов и др.; Под ред. С.А.Казака.- М.: Высш.
шк.,
1989.- 319 с.
19. Никитин К.Д. Расчет и конструирование привода: Методич. указания по составлению и оформлению пояснит, записки.Красноярск: Полиграфобъединение "Сибирь", 1978.- 166 с.
Высш.
-
содтадниЕ
седа СВЕДЕНИЯ
1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
2. ВЫБОР СХЕМЫ
3. РАСЧЕТ ПОДЪЕМНОЙ КАНАТОВЕДЛЦЯЙ ЛЕБЕДКИ
3.1. Выбор полиспаста
3.2. Выбор каната
3.3. Определение диаметра барабанов
3.4. Определение количества ветвей каната на
барабанах
3.5. Проверка принятой величины минимального
натяжения
3.6. Определение нагрузок, действующих на пере­
матывающие барабаны
3.7. Определение моменте? на перематывающих
оарабанах
,
3.8. Определение необходимой мощности и выбор
электродвигателя
3.9. Определение передаточного числа и выбор
передач
3.10. Определение тормозного момента и выбор
тормоза
3.11. Расчет открытой зубчатой передачи
3.II.I. Тип передачи и -тисла зубьев
З.П.2. Выбор материалов открытой пары ,
3.11.3. Допускаемые напряжения изгиба
3.11.4. Допускаемне контактные напряжения
3.11.5. Определение модуля зацепления по напря­
жениям изгиба
3.11.6. Основные геометрические параметры откры­
той передачи
3.11.7. Окружная скорость в зацеплении г. степень
точности передачи
З.П.8. Уточненное значение коэффициента расчет­
ной нагрузки
з
3
4
5
5
5
7
7
8
Ь
12
12
13
14
14
14
15
15
Т7
17
18
19
19
3.1I.9. Проверка передачи по контактным напря­
жениям
3.12. Ориентировочное определение диаметров
валов и осей
3.13. Предварительный выбор подншпников
3.14. Подбор соединительных муфт
3.14.1. Соединение электродвигателя с редуктором
3.14.2. Соединение редуктора с приводным-валом
3.15. Эскизная компоновка подъемной лебедки
3.16. Расчет осей барабанов
3.16.1, Выбор материала
3.16.2. Нагрузки, действующие на барабан
ЗЛ'З.З. Нагрузки, действующие на ось барабана ..
3.16.4. Проверка прочности оси барабана
3.17. Расчет подшипников оси барабана
4. РАСЧЕТ КАНАТОСБОРНОЙ Ж Щ Ц К И
4.1. Основные геометрические параметры канато­
сборной катушки
4.2. Кинематический расчет привода, выбор элек­
тродвигателя и редуктора
4.3. Расчет тормозного момента и выбор тормоза
4.4. Расчет канатоукладчика
4.5. Подбор соединительных муфт, подшипников,
эскизная компоновка и пр
ЛИТЕРАТУРА
20
20
21
21
21
22
22
23
23
23
24
28
29
30
31
32
34
35
35
36
ПРИМЕР РАСЧЕТА ПЕРЕМАТЫВАНИЙ ЛЕБЕДКИ
Методические указания
Составил
Константин Дмитриевич Никитин
ЯР № 020375 or 22.01.92
Редактор Л.И.Вайоова
Подп. в печать 6.07.95. Формат 60x83/16. Бумага тип. № 3.
Офсетная тачать. Усл.поч.и. 2,5. Уч.-изд.л.2,5. Тирак 100 экз.
Заказ 742.
с 85
Отпечатано на ротапринте КГТУ
660074, Краоноярск, ул.Кирянского, 26
Документ
Категория
Без категории
Просмотров
16
Размер файла
2 472 Кб
Теги
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа