5 Расчеты механизмов

5.1. Расчет механизма подъема груза

Исходные данные. В качестве исходных данных должны быть заданы:

- грузоподъемность Q, T;

- максимальная высота подъема Н, м;

- скорость подъема груза V, м/сек;

- график нагружения; срок службы машины, лет;

- режим работы механизма по Правилам Росгортехнадзора или группа режима по ГОСТ 25835-83;

- род тока и тип машины.

В исходных данных могут указываться также класс нагружения механизма, режим работы электрооборудования (или продолжительность включения электрооборудования ПВэл) и др.

Выбор кинематической схемы механизма. В первую очередь необходимо выбирать кинематическую схему механизма. Для этого необходимо познакомиться с конструкциями механизмов подъема груза, применяемых на различных машинах заданного типа. При этом следует уяснить: из каких составных частей собирается механизм; назначение данных составных частей; их конструктивные особенности; как передается силовой поток. Так, при проектировании крана общего назначения, предпочтение можно отдать кинематической схеме механизма подъема груза (рис. 2.1), в которой двигатель соединен с редуктором при помощи соединительной муфты с промежуточным валом; роль тормозного шкива выполняет одна из полумуфт, находящаяся на валу редуктора; концы быстроходного и тихоходного валов редуктора выходят в одну сторону.

При выборе кратности полиспаста а_п можно пользоваться рекомендуемыми значениями кратности в зависимости от грузоподъемности (табл. 2.2).

Характер навивки каната на барабан	Тип полиспаста	Кратность ап при грузоподъемности, Т
		до 1	2…6	10…15	20…30	40…50
Непосредственно Через направля-ющие ролики (блоки) (стрело-вые, козловые краны)	Сдвоенный Одинарный Одинарный Сдвоенный	2 1 1; 2 -	2 2 2; 3 2	2; 3 - 3; 4 2; 3	3; 4 - 5; 6 -	4; 5 - - -

Пример кинематической схемы механизма подъема груза показан на рис. 2.1.

Рис. 2.1. Схема механизма подъема груза с электрическим приводом

Рис. 2.1. Схема механизма

1 - редуктор (червячный или цилиндрический); 2 - тормозное устройство;

3 - муфта; 4 - электродвигатель; 5 - муфта; 6 - барабан; 7 - крюковая подвеска.

Выбор крюковой подвески. В Приложении 1 приведены различные типы крюковых подвесок. По типу крюка они бывают с однорогим и с двурогим крюком. Если в задании не указано, для перемещения каких грузов предназначен кран, то можно выбирать любой тип. Первое условие при выборе типоразмера крюковой подвески - это грузоподъемность крюковой подвески не должна быть меньше заданной грузоподъемности: Q_п ≤ Q.

Второе условие - режим работы крюковой подвески должен соответствовать режиму работы механизма. Если в задании на проект указан не режим работы по правилам Госгортехнадзора, а группа режима работы по ГОСТ 25835-83, их примерное соответствие можно принять по табл. 1.4.

После выбора крюковой подвески необходимо выписать условное обозначение ее типоразмера и основные параметры (см. Приложение 1):

грузоподъемность Q_п ; режим работы; число блоков z_n ; диаметр блоков по дну канавки Д_бл ; расстояние между осями крайних внутренних блоков В_вн ;

расстояние между осями крайних наружных блоков В_нар ; массу подвески m_А.

Рекомендуется также начертить в масштабе упрощенный габаритный чертеж крюковой подвески.

По числу блоков выбранной крюковой подвески уточняется схема полиспаста и определяется его кратность. Уточняется предварительно принятая кинематичес-кая схема механизма.

Выбор каната Максимальное статическое усилие S_max (H) в канате определяют по формуле:

S_max = G/(z_kδ∙U_п∙η_п∙η_н.бл.) ;

где G - вес номинального груза и крюковой подвески;

z_kδ - число ветвей каната, навиваемых на барабан;

U_п - передаточное число (кратность) полиспаста;

η_п - КПД полиспаста;

η_н.бл. - КПД направляющих блоков.

Значения КПД полиспаста, определенные с учетом разницы потерь в подвижных и неподвижных блоках приводятся для различной кратности полиспаста:

Кратность полиспаста - U_п 2 3 4 5 6 7 8

КПД полиспаста - η_п 0,99 0,97 0,97 0,94 0,93 0,91 0,90

К.П.Д направляющих блоков определяется по формуле:

η_н.бл. = η_бл.^zн.бл. ;

где z_н.бл. - число направляющих блоков;

η_бл. = 0,98 - К.П.Д. одного неподвижного блока при качественной смазке и работе в условиях нормальных температур.

Выбор типа каната. На грузоподъемных машинах общего назначения при однослойной навивке на барабан рекомендуется применять следующие два типа шестипрядных стальных канатов двойной свивки с одним органическим сердечником:

- ЛК - Р6 × 19 (1 + 6 + 6/6) + 1 о.с. ГОСТ 2688-80;

- ЛК - Р0 6 × 36 (1 + 7 + 7/7 + 14) + 1 о.с. ГОСТ 7668-80.

В условиях абразивного износа предпочтительнее канаты с меньшим числом проволок, т.е. 6 × 19, по сравнению с канатами, у которых число проволок 6 × 36 или 6 × 37.

Типоразмер каната выбирают исходя из следующих условий:

Первое условие - произведение максимального статического усилия в канате на коэффициент запаса прочности не должно превышать разрывного усилия каната в целом, указанного в таблице ГОСТа (см. Приложение 2):

S_max∙К_зап. ≤ S_разр. ;

где S_разр. - разрывное усилие каната в целом, Н;

К_зап. - коэффициент запаса прочности каната, назначаемый правилами Росгортехнадзора.

Значения К_зап. для разных групп режима приводятся в табл. 2.3.

Табл. 2.3. Значения коэффициента запаса прочности

Группа режима работы по ГОСТ 25835-83	Кзап.
1М, 2М, 3М 4М 5М, 6М	5,0 5,5 6,0

Второе условие - должно выполняться соотношение между диаметром выбран-ного каната и диаметром блока крюковой подвески:

Д_бл. ≥ d_к∙е ;

где Д_бл. - диаметр блока, измеряемый по средней линии навитого каната

(Д_бл. = Д_бл.о + d_к);

d_к - диаметр каната;

е - коэффициент, регламентируемый нормами Росгортехнадзора и завися-

щий от типа машины и режима работы (табл. 2.4).

Табл. 2.4. значения коэффициента е

Тип машины	Группа режима работы	е
Грузоподъемные машины всех типов (кроме стреловых кранов, электроталей и лебедок) Лебедки грузовые и электротали Стреловые краны	1М, 2М, 3М 4М 5М 6М Все группы режима —//—	20 25 30 35 20 16

Если это условие не выполняется, то нужно выбрать канат другого диаметра или другой тип каната с соблюдением первого условия.

Выбрав канат, необходимо выписать его основные характеристики:

– условное обозначение типа;

– условное обозначение типоразмера, d_к ,

марку проволоки, площадь сечения проволок F_к, маркировочную группу, раз-

рывное усилие и направление и способ свивки каната.

Для грузоподъемных машин общего назначения рекомендуется применять канаты, проволоки которых без покрытия или с одинаковой проволокой для среднеагрессивных условий работы.

Направление свивки каната в разных половинах сдвоенного полиспаста рекомендуется принимать разным. В случае одинарного полиспаста можно

заказывать канат любого направления свивки. С этим направлением должно быть согласовано направление нарезки на барабан.

Диаметры верхних блоков (за исключением уравнительных) рекомендуется принимать таким же, как в крюковой подвеске.

Диаметры уравнительных блоков всех грузоподъемных машин, кроме электроталей и самоходных стреловых кранов, могут быть меньше, чем диаметры обычных кранов, на 20%, т.е. Д_ур.бл. ≥ 0,8 Д_бл. .

Конструкции сборочных единиц «Установка верхних блоков» может быть выполнена по разным вариантам. Некоторые варианты представлены в Приложении 3.

Выбор конструкции узла «Установка барабана» и определение основных размеров сборочной единицы.

На рис. 2.2 изображен один из возможных вариантов установки барабана, предназначенного для сдвоенного полиспаста, и показаны основные размеры. Данный вариант широко применяют, когда в механизме отсутствует открытая зубчатая передача. Установка барабана в этом случае представляет собою сборочную единицу - барабан с внешней опорой. В качестве внутренней опоры оси барабана используют конец тихоходного вала редуктора, имеющий расточку для размещения подшипника.

Рис. 2.2. Установка барабана с одной внешней опорой.

На рис. 2.3 показан вариант установки барабана с двумя внешними опорами и зубчатым венцом.

На рис. 2.4 показан вариант установки барабана для одинарного полиспаста при расположении одной из опор оси барабана в расточке тихоходного вала редуктора. Другие установки барабана можно найти в литературе [7].

Рис. 2.4. Установка барабана для одинарного полиспаста.

Диаметр барабана Д_бл., измеряемый по средней линии навитого каната, допускается принимать на 15% меньше значения, найденного по формуле Д_бл. ≥ d_к∙е .

Приняв Д_б. , следует найти диаметр барабана по дну канавок: Д_б.о. = Д_б. - d_к .

Полученное значение следует округлить в большую сторону до стандартного значения из нормализованного ряда диаметров: 160; 200; 250; 320; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900 и 1000 мм.

Затем следует уточнить значение Д_б. . Диаметр максимальной окружности, описываемой крайней точкой установки барабана Д_max , допускается принимать по следующим соотношениям, полученным на основе анализа существующих конструкций: Д_max (1,1…1,3)∙Д_б. - рис. 2.2;

Д_max 1,2Д_б. - рис. 2.3; Д_max Д_б + 5 d_к - рис. 2.4.

Значение Д_max необходимо для компановки механизма. В дальнейшем (при расчете и конструировании сборочной единицы «Установка барабана») значение Д_max необходимо уточнить.

Длина барабана, изображенного на рис. 2.2, равна L_б = 2 _н + _о + 2 _к

где _н - длина одного нарезного участка;

_о - длина гладкого среднего участка;

_к - длина одного гладкого концевого участка.

Длина одного нарезного участка равна

_н = t∙(z_р + z_непр + z_кр) ,

где t - шаг нарезки; значение t принимается в зависимости от диаметра каната

t = (1,10…1,23)∙d_к ;

при этом полученная величина должна быть округлена до значения, кратного 0,5;

z_р - число рабочих витков для навивки половины полной рабочей длины каната;

z_непр = 1,5 - число неприкосновенных витков, требуемых Правилами Госгортехнадзора для разгрузки деталей крепления каната на барабан;

z_кр. = 3…4 - число витков для крепления конца каната.

Число рабочих витков определяется по формуле

z_р = L_к.р. / π∙Д_б

где L_к.р. - рабочая длина каната, соответствующая одному нарезному участку:

L_к.р. = Н∙u_п .

Н - высота подъема; u_п - кратность полиспаста.

Длина гладкого среднего участка может быть определена по формуле

_о = В + 2h_min∙tg γ ,

где В - расстояние между центрами блоков крюковой подвески или направляю-

щих блоков, с которых ветви каната наматываются на барабан

γ - угол набегания каната на барабан при наматывании

γ = 6^о - для нарезных барабанов

γ = 2^о - для гладких барабанов;

h_{min δ} - минимальное допускаемое расстояние между осью блоков крюковой подвески и осью барабана. h_{min δ} 3Д_б.

Длина гладкого концевого участка, необходимого для закрепления заготовки барабана в станке при нарезании канавок, определяется соотношением

_к = (4…5)∙L_к .

При компоновании механизма, которое производится на следующем этапе проектирования, трбуется знание длины установки барабана L_уст.б и длины основания опоры L_осн.оп , а для расчета оси барабана на прочность - расстояние между опорами L. На эти величины влияют: зазор между барабаном и опорой δ, ширина опоры В_оп. , ширина основания опоры В_осн.оп. (см. рис. 2.2), ширина зубчатого венца В_з.в. (см. рис. 2.3), длина переходного участка l_пер. , толщина реборды l_р (рис. 2.4), а также значения l₁, l₂ и δ₁ .

Точных формул для определения этих величин не существует, выбирают путем анализа существующих конструкций.

Высота оси барабана относительно основания внешней опоры может быть принята равной h = (0,3…0,6)∙Д_б .

Расстояние между присоединительными отверстиями опор могут быть приняты: С₁ = (0,2…0,3)∙В_осн.оп. , С₂ = (0,5…0,8)∙В_осн.оп. .

После определения основных размеров «Установки барабана» рекомендуется начертить ее габаритный чертеж.

Выбор двигателя. Выбор двигателя механизма подъема груза производится по максимальной статической мощности. Максимальная статическая мощность N_ст.max (кват), которую должен иметь механизм в период установившегося движения при подъеме номинального груза, равна

N_ст.max = G∙ν/η_пр .

где η_пр - 0,8…0,85 кпд механизма;

G - вес номинального груза и крюковой подвески, кН;

ν - скорость подъема груза, м/сек.

Выбор серии двигателя. В крюковых механизмах подъема рекомендуется использовать асинхронные двигатели с фазным ротором серии MTF, MTH, 4MTH, 4AK, 4AHK. Из них наибольшее применение получили серии MTF и MTH. Практика эксплуатации последних лет (по данным ВНИИстройдормаша) показала, что двигатели серии MTF следует применять только для механизмов с легким режимом работы (из-за перегрева обмотки). Серия MTH отличается более высоким классом нагревостойкости изоляции по сравнению с MTF - на 25°С.

Поэтому двигатели MTH следует использовать при среднем, тяжелом и весьма тяжелом режимах работы.

Стоимость двигателей MTH на 20…50% выше, чем стоимость двигателей серии MTF, то использовать двигатели серии MTH при легком режиме работы не целесообразно. Двигатели серии MTF выпускают мощностью до 30 квт, а серии MTH - до 200 квт.

При группах режима работы 1М, 2М, 3М (легкий режим) разрешается использовать асинхронные двигатели с короткозамкнутым ротором общепромышленной серии 4А. При этом можно выбирать двухскоростные двигатели основного использовании 4А или модификацию основного исполнения двигателя 4АС с повышенным скольжением.

Выбор типа двигателя. Тип двигателя выбирают исходя из следующих условий.

Первое условие- относительная продолжительность включения двигателя ПВ_дв. должна быть равна среднему значению относительной продолжительности включения электрооборудования ПВ_эл. при заданном режиме работы: ПВ_дв. = ПВ_эл. . Если в исходных данных параметр ПВ_эл. не задан, то рекомендуется применять средние значения ПВ_эл. по правилам Госгортехнадзора (для 1М, 2М, 3М- ПВ_эл. 15, 25%).

Второе условие - номинальная мощность двигателя N_дв (значение указывается в таблице ГОСТа) может быть принята меньше максимальной стати работе с грузами разного веса и зависящая от использования механизма по грузоподъемности, всегра меньше N_{ст max} . Для кранов общего назначения следует принимать:

N_дв = (0,7…0,8)∙N_{ст max} .

При работе с грузами номинального веса крановые двигатели, обладающие перегрузочной способностью, выдерживают кратковременную перегрузку. При этом меньшие значения N_дв следует брать для классов нагружения В1 и В2, а большие для В3 и В4. при необходимости выбранный двигатель проверяется на нагрев. Методика проверки изложена в уточненном расчете.

Такой подход к выбору двигателя позволяет уменьшить его габариты, а следовательно вес и стоимость.

Выбирая форму конца вала двигателя, следует отдавать предпочтение цилиндрической, если намечается использовать зубчатую муфту по ГОСТ 5006-83.

После выбора двигателя необходимо выписать условное обозначение его типа и следующие основные параметры: Номинальную мощность N_дв ; максимальный момент N_{дв max} ; относительную продолжительность включения ПВ_дв. ; частоту вращения η_дв ; диаметр конца вала d_в.дв ; момент инерции ротора или якоря j_р.дв и массу двигателя m_дв .

Выбор передачи - выбор типа редуктора.

В механизмах подъема груза используются следующие типы цилиндрических редукторов:

двухступенчатые Ц2У, Ц2Н, ЦДНД, ЦДН, Ц2, РК.

и трехступенчатые Ц3У, ЦТНД и ГК.

Конструктивной особенностью данных типов (за исключением ГК) является возможность исполнения конца тихоходного вала с зубчатым венцом для муфты и расточкой для размещения опоры оси барабана. Редукторы типа ГК имеют на тихоходном валу шестерню для открытой зубчатой передачи.

Технические данные редукторов приведены в Приложении 5, а также в литературе [7].

Выбор типа редуктора производится по каталогу. При этом должны быть проверены условия, касающиеся прочности, долговечности и кинематики редуктора.

Тип редуктора выбирают исходя из следующих условий.

Первое условие - расчетный эквивалентный момент на тихоходном валу М_{рас. экв} не должен превышать номинальный крутящий момент на тихоходном валу М_{рас. ном} по паспорту редуктора.

М_{р. экв} ≤ М_{р. ном}

Эквивалентный расчетный момент равен

М_{р. экв} = К_д∙М_р.

где К_д - коэффициент долговечности;

М_р - расчетный крутящий момент на тихоходном валу редуктора при подъеме груза.

К_д = К_Q∙К_t

где К_Q - коэффициент переменности нагрузки;

К_t - коэффициент срока службы.

K_Q = ³√К

где К - коэффициент нагружения, который выбирают по табл. 1.3.

Более точно величину К, а следовательно и K_Q можно определить по соотношению пункта 1.1, при этом относительные нагрузки Р_i и продолжительность их действия t_i можно взять по типовому графику нагружения для соответствующей группы режима работы. Типовые графики нагружения приведены в Приложении 4.

Коэффициент K_t определяется по формуле

K_t = ³√Z_p/Z₀

где Z_p - суммарное число циклов контактных напряжений зуба шестерни тихоходной ступени редуктора;

Z₀ - базовое число циклов контактных напряжений для типажных редукторов Z₀ = 125∙10⁶ ;

Z_p = Z_т∙U_т

где Z_т - число циклов нагружения на тихоходном валу редуктора;

U_т - передаточное число тихоходной ступени (U_т = 5 среднее значение рекомендуемое)

Z_т = 60n_т∙t_маш

где n_т - число оборотов тихоходного вала, об/мин;

t_маш - машинное время работы механизма (принимают значения приведен-ные в п. 1.1.)

Расчетное значение К_д должно быть в пределах К_д = 0,5…1,0.

Второе условие - передаточное число редуктора U_р не должно отличаться от требуемого передаточного числа _реб. боле чем на 15%

т.е. (U_{р треб.} - U_р)∙100%/ U_{р треб.} ≤ 15%.

Если данное условие не выполняется, то необходимо выполнить следующее:

– выбрать другой тип редуктора (например, трехступенчатый вместо двухсту-

пенчатого) с большим передаточным числом;

– изменить требуемое передаточное число путем изменения частоты вращения

барабана за счет его диаметра (при этом повторить все расчеты, с определени-

ем диаметра барабана);

– ввести в кинематическую схему механизма открытую зубчатую передачу.

Частота вращения быстроходного вала выбранного редуктора должна быть не меньше частоты вращения вала двигателя. Выбирая форму конца быстроходного вала, следует отдать предпочтение цилиндрической, если намечается использовать зубчатую муфту.

После выбора редуктора необходимо выписать условное обозначение его типоразмера и следующие основные параметры:

– номинальный крутящий момент на тихоходном валу М_{р. ном} ;

– суммарное межосевое расстояние a_{w. сум} ;

– диаметры концов валов d_{в. быст.} , d_{в. тих.} ;

– массу редуктора m_ред ;

– номинальную радиальную нагрузку на конец тихоходного вала Р_рад. ;

– схему сборки.

Если выбирают редуктор типа ГК, необходимо выписать число зубьев шестерни Z_ш на конце тихоходного вала, модуль зубьев m и ширину шестерни в_ш .

После этого рекомендуется начертить габаритный чертеж редуктора.

После выбора передачи необходимо определить скорость подъема груза ν_под. и фактический к.п.д. механизма η_мех. (η_мех. = 0,85…0,92).

ν_{под. гр.} = (π∙Д_бар∙n_бар)/60а (м/с).

где а - кратность полиспаста; n_бар - частота вращения барабана (об/мин).

Выбор муфт. Типоразмер муфт выбирают по диаметрам концов соединяемых данной муфтой валов (ГОСТ 5006-83). При этом допускается комбинация втулок различных исполнений (с цилиндрическим или коническим отверстием). Диаметр отверстия втулки можно заказывать равным диаметру конца вала, если последний не превышает наибольшего для данного типоразмера значения, указанного в таблице ГОСТа. Технические данные муфт приведены в Приложении 6 и в ГОСТ 5006-83, 21423-75 и 20884-75.

После выбора типоразмеров муфт необходимо выписать условные обозначения типоразмеров и основные параметры каждой муфты:

– номинальный момент муфты М_{ном. м.} ;

– максимальные допускаемые размеры диаметров расточек во втулках полу-

муфт под концы валов (d_лев. , d_прав.) ;

– момент инерции муфты j_м. и массу муфты m_м. .

Рекомендуется также начертить габаритный чертеж выбранной муфты.

Выбор тормоза. Расчетный тормозной момент определяется по формуле:

М_{т. рас} = К_т∙М_{ст. т.}

где К_т - коэффициент запаса торможения, назначаемый Правилами Росгортех-надзора в зависимости от режима работы (табл. 2.5.);

М_{ст. т.} - статический крутящий момент при торможении, создаваемый весом номинального груза на валу, на котором устанавливается тормоз (Н∙м)

М_{ст. т.} = (G∙Д_б∙η_max)/2U_тех .

где η_max - к.п.д. механизма, подсчитанный по максимальным значениям к.п.д. отдельных механизмов кинематической цепи;

U_тех - полное передаточное число механизма, включая передаточное число полиспаста.

Табл. 2.5 Коэффициент запаса торможения.

Группа режима работы Коэффициент Кт	1М, 2М, 3М	4М, 5М, 6М
	1,5	1,75 2,0 2,5

В механизмах подъема груза широко используют автоматические нормально замкнутые тормоза с пружинным замыканием и электромагнитным или электрогидравлическим приводом типов ТКТ, ТКП, ТКГ и ТКТГ.

При группах режима работы 4М, 5М и 6М рекомендуется применять тормоза с электрогидравлическим приводом типа ТКГ.

Выбрав тип тормоза, необходимо изучить особенности его конструкции, принцип работы, регулировку, достоинства и недостатки.

Технические данные тормозов для выбора приведены в Приложении 7 и в литературе [7, 9].

При выборе типоразмера тормоза необходимо проверять следующие условия.

Первое условие - номинальный тормозной момент тормоза должен быть больше чем расчетный:

М_{т. ном} ≤ М_{т. расч.}

Если значение М_{т. ном} превышает значительно М_{т. расч.} , то необходимо тормоз отрегулировать на значение М_{т. расч.} и во всех последующих расчетах, касающихся процесса торможения, следует оперироваться величиной М_{т. расч.} .

Второе условие (только для тормозов с электромагнитным приводом) - относительная продолжительность включения катушки электромагнита должна соответствовать режиму работы механизма. В противном случае катушка перегреется, что приведет к уменьшению тягового усилия электромагнита и тормоз не будет размыкаться.

Выбрав тормоз, необходимо выписать условное обозначение типоразмера тормоза и его привод, а также следующие основные параметры:

– номинальный тормозной момент М_{т. ном.} ;

– продолжительность включения катушки электромагнита ПВ_{к. эл} (только для

тормозов с электромагнитным приводом);

– номинальное усилие на штоке толкателя Р_шт. или тяговое усилие Р_эл. (тяговый

момент М_эл.) электромагнита;

– максимальный ход штока толкателя h_{шт. max} или якоря электромагнита h_{як. max} ;

– установочную длину замыкающей пружины L_уст ;

– требуемый диаметр тормозного шкива Д_{т. шк.} ;

– ширину колодок В_к и массу тормоза m_тор .

Рекомендуется начертить габаритный чертеж тормоза.

Выбор муфты, имеющей тормозной шкив. В качестве тормозного шкива целесообразно использовать одну из полумуфт соединительной муфты. В этом случае муфта должна иметь специальное исполнение. Выбрать такую муфту можно из типажного ряда [9]. При этом кроме требований, предъявляемых к соединительной муфте обычного исполнения, должны проверяться следующие условия.

Первое условие - диаметр обода полумуфты должен быть равен необходимому диаметру тормозного шкива (или расстоянию между колодками); на величину необходимого диаметра тормозного шкива указывается первая цифра в обозначении типоразмера тормоза, например для тормоза ТКТ-300/200 необходимый диаметр тормозного шкива равен 300 мм.

Второе условие - ширина обода полумуфты должна быть на 5 мм больше ширины колодки тормоза или равна ширине колодки, в противном случае не вся поверхность будет контактировать со шкивом, что приведет к неравномерному износу фрикционных накладок. Если не удается выбрать унифицированную муфту с тормозным шкивом, то на базе ранее выбранной стандартной соединительной муфты следует спроектировать специальную сборочную единицу «Муфта с тормозным шкивом».

После выбора муфты, имеющей тормозной шкив, необходимо выписать ее основные параметры:

– диаметр тормозного шкива Д_{тор. ш.} ;

– ширину обода тормозного шкива В_{тор. ш.} ;

– диаметр расточки под конический конец быстроходного вала редуктора

d_к. max ;

– момент инерции j_м.т.ш и массу муфты m_м.т.ш.

Рекомендуется начертить габаритный чертеж муфты.

Если компонование механизма предполагает установку тормоза с использованием тормозного шкива, являющегося самостоятельным изделием, а не входящего в состав сборочной единицы «Муфты с тормозным шкивом», то тормозной шкив при его диаметре 100…400 мм следует выбирать по ОСТ 24.290.06-75. Размеры тормозных шкивов приведены в Приложении 7.

После выбора стандартного тормозного шкива необходимо выписать условное обозначение его типоразмера и следующие параметры:

– наружный диаметр Д_{т. ш.} ;

– ширину обода В_об. ;

– диаметр расточки d_{рас. max} ;форму расточки под вал (цилиндрическая или кони-

ческая);

– массу шкива m_{т. ш.} .

При диаметре более 400 мм «Тормозной шкив» необходимо спроектировать. Размеры тормозного шкива должны соответствовать как тормозу, так и концу вала, на который насаживается шкив.