12. Вибираю типорозмір гальма

В механізмах підйому встановлюють, як правило двохколодочні гальма з пружинним замиканням. Типорозмір гальма вибирають по умові, кгс • см;

де = 2271 - розрахункове значення гальмівного моменту;

- табличне значення гальмівного моменту;

Вибираю гальма ТКТ - 300/200 для якого

= 2400

За умовою 2400 > 2271 - умова виконується;

Ширина гальмівної колодки В = 140 мм

Д_т= 300 мм - діаметр гальмівного шківа.

Типорозмір гальма	Розміри, мм
	А	Е	F	н	К	М	N	О	R	n		d
ТКТ 300/200	670	171	400	605	80	120	84	72	560	240		22
Типорозмір гальма	Розміри, мм
	ДT	Д1	Д2	Д3	d	dk	1	1к	В		Маховий Момент кгс/см
					не більше
ТКТ 300/200	400	370	215	145	—	89,5		130	185		7

12. Вибираю типову муфту з гальмівним шківом. Для з’єднання вала електродвигуна з валом редуктора в механізмах підйому застосовую зубчат­ку. Типорозмір муфти визначаю за діаметром гальмівного шківа.

Таблиця 5. Габаритні розміри гальмівного шківа зубчастої муфти

Уточнюю можливість компоновки механізму підйому в вибраним гальмом і муфтою

Перевірка здійснюється за умовою:

(1,18)

Де b_T - розмір гальма;

b_T = В = 190/140 ⁼ 160 мм, а d_H ⁼ 8.3

Звідси, А_С > 140 + (160/2 + 8,3/2)

250 > 140 + 80 + 4,15

250 >224,15

250 > 225 мм - умова виконується;

12. Вибираю фрикційний матеріал фрикційних обгорток і перевіряю їх на питомий тиск.

В якості фрикційних накладок матеріалу приймають в основному азбе­стові тканинні стрічки типу А, визначається за формулою:

(1,19)

де g - середній тиск між гальмівною обгорткою і шківом;

М_ТР = 2271 - гальмівний розрахунковий момент;

-розрахункова площина дотику колодки зі шківом;

де = 70° - кут обхвату шківа колодкою;

= 140 мм, - ширина гальмової колодки;

f - коефіцієнт тертя. Для вальцьованої стрічки по металу f =

0,42...0,48. Приймаємо f= 0,45.

Звідси знайду її:

[g] - допустиме значення тиску в колодочних гальмах. Для вальцьової

стрічки по металу [g] = 4 кгс/см² .

Звідси знаходжу g:

0,03<4-умова виконується.

12. Виконую перевірочний розрахунок електродвигуна по умові пуску При правильному вибраному електродвигунові повинна виконуватись

Умова:

(1,20)

де a_CP - фактичне значення середнього прискорення при пускові;

t_Г- час пуску;

[g_CP] ⁼ 0,2 м/с - допустиме значення середнього прискорення при пускові.

Час пуску при підйомі знаходиться по формулі:

(1,21)

де – середній пусковий момент при підйомі номінального вантажу;

де М_МАХ - максимальний момент прийнятого електродвигуна, М_МАХ=5,7;

М_MIN = 1,1

М_НОМ – мінімальний пусковий момент електродвигуна;

– номінальний момент електродвигуна;

де N-потужність електродвигуна,кВт;

П – частота обертання вала електродвигуна, хв.^-1;

Звідси:

Знаючи М_НОМ можна знайти M_MIN=1.1 2.46=2.7

Отже,

- статичний момент на валу електродвигуна при підйомі вантажу;

- маховий момент першого валу.

При встановленні гальма по схемі показаній на мал. 4а [1]

де - маховий момент муфти з гальмівним шківом;

Коли відомі всі визначення з рівняння, можна визначити t_Г - час пуску:

Визначаю фактичне значення середнього прискорення при запуску:

- отже умова виконується.

12. Виконую перевірочний розрахунок електродвигуна по умові на на­грів, кВт:

(1,22)

Де N_EKB - еквівалента по нагріву потужності, кВт

N_CT - потужність, відповідає статичному навантаженню при підйомі

вантажу;

0,98 - коефіцієнт приведення до еквівалентної по нагріву потужно­сті;

К₂₅ - коефіцієнт приведення до значення ПВ = 25%;

К₂₅ = 0,5 - при легкому навантаженні;

N_EKB - номінальна потужність при ПВ = 25%;

де = 0,8...0,85 приймаю = 0,8;

Отже, N_ЕКВ = 1,8 • 0,88 • 0,5 = 0,792

А з рівняння: N₂₅ =

Отже, умова: N_ЕКВ ⁼ 0,792 < N25 = 0,81 - виконується.

12. Розраховую довжину барабана:

Для цього вибираю розміри профілю канавки t₁ Rj, П під канат з дода­тку 14 [1], а потім визначаю повну довжину барабана за формулою:

(1,23) при одинарному поліспасті.

Для d_k= 8.3 R = 5,0 - радіус

h = 2,5 - глибина t = 10 — крок

Визначаю повну довжину барабану:

де 1_П = t (z + z _зап+ z_кр) - довжина зовнішньої частини барабана;

де t -крок нарізки, t = 10;

- число робочих витків каната на барабані;

- число запасних витків на барабані;

— число витків каната на використання для розміщення елементів кріплення;

Н - висота підйому вантажу, Н = 8м;

U_H- кратність поліспаста, U_H = 2;

Д_Б = 160 - діаметр барабана;

Звідси:

- ділянка довжини барабана;

1_пр = 4 • 10 = 40 мм;

Звідси:L_Б = 370 + 40 + 11 = 421 мм;

де 1_P - ділянка довжини барабана під роботою (приймаються рівні то­вщини стінок), V = 11 мм;

Схема загальної довжини барабана

Рисунок 4. Схема барабана

Визначаю діаметральні розміри вісі барабана:

Розрахунок розпочинаю з вибору підшипника. Вісь барабана встанов­люють в основному на радіальних двухрядних сферичних підшипниках типу 1000.

Після визначення типу підшипника визначаю зовнішній діаметр d_пн. підшипника:

Для Ц2 - 250, d₂ ⁼ 72 — в зубчастій напівмуфті редуктора,

d₂ = d_п.н. = Д = 72 мм;

Вибираю підшипники типу 1306 Для якого: d-30 В = 19

Д = 72 r = 2,0

Рис. 5. Підшипник 1306

d_п - діаметр цапфи (внутрішній діаметр),

d_п = 30, діаметр бортика для упора підшипника, мм;

d_б._п. = d_м + 2t_б ( 1,24)

де t_б - висота буртика;

З таблиці 4 [1] визначаю, що для г = 2.0;

t_б = 3.0 мм, тоді

d_б.п. = 3,0 • 2 + 30 = 36 мм

d_c- діаметр маточини, d_б.п. = 36 мм

d_п1- діаметр цапфи, d_п = 30 мм 1,05 •d_c = 1,05 • 36

= 37,8

d₁- діаметр під маточиною зубчатого колеса, при Д_Б < 500 = 0,2 • Д = 0,2 • 160 = 32 мм.

З метою полегшення зборки барабана з віссю, діаметр під маточиною барабана назначаю на 5... 10 мм менше діаметра

Діаметр буртиків , а діаметр цапфи , під підши­пником.

Отже, d_бн ⁼ 0,93 • 32 = 29,76 мм

d_H = 0,92 • d_бн ⁼ 0,92 • 29 = 27,3 мм або 0,92 • 36 = 33

d₂ - ділення між віссю маточини барабана і маточиною зубчатого коле­са;

або d₂ = 0,93d₁ = 0,93 • 32 = 23,76 мм d₂ — 0,93 • 22 = 20,46 мм

12. Конструювання вузла барабана:

Після визначення діаметральних розмірів приступаю до конструювання

вузла.

Центруючі діаметри болтів, якими барабан кріпиться до зубчастої на- півмуфти, приймаю рівними 17 мм, при ш < 10 мм.

12. Виконую перевірочний розрахунок барабана на міцність:

Під дією максимального натягу канату S_mах стінки барабана випробо­вують складне напруження тиску.

Розрахунок виконують по умові:

(1,25)

де S_mах - максимальний натяг канату (див. п. 4);

- товщина стінки барабана, =11 мм =1,1 см;

t=10- крок нарізки;

Звідси, _СТ = 305 / 1,1 • 1,0 = 459,1

[ _СТ] - допустима напруга стінки

для чавуну [ _СХ] = _В / 1,25

сталі [ cт] = _Г / 2 для марки:

С45 - 32 [ _СТ] = 7000 / 4,25 = 1650 кгс/см²

_СТ = 760 < [ _СТ] = 1650 - умова виконується;

Так як рівняння барабану L_Б = 421 то 421/160 = 2,63 <3 бо Д_Б =160 мм

Умова компоновки барабана зі співвідношення між довжиною і діамет­ром барабана виконуються. Знаючи момент при одинарному поліспасті ви­значаю зі співвідношення:

R_A=R_B=S_max/2 – коли канат розміщений

по середині між опорами а;

M_U=R_B1/2=S_max+1/4, кгс • см (1,26)

Звідси:

R_A=R_B=505/2=252,5

M_U=R_A1/2=505•160/2=4040

Перевірочний розрахунок стінки барабана на

спільну дію згину і кручення виконую по умові:

(1,24)

де W=0.1

– екваторіальний момент

Опору попереднього розрізу барабана,

де Д=Д_Б – d_k – діаметр барабана вториним порізкам де =1,1

мм- товщина стінки.

Рис.6. Епюри побудови барабана; сил що діють на барабан

[ _U] – допустиме навантаження згину для матеріалу барабана;

Для С415-32[ _U] = 750 кгс/мм²

Знаходжу: Д=Д_Б-d_k=160-8.5=15.17 см

Знайшовши екваторіальний момент, знаходжу :

Приймаю =436

Звідси = 436<750 = [ _U] - умова виконується.

12. Виконую перевірочний розрахунок вісі обертання:

Перевірку міцності вісі виконую в небезпечному перерізі для виявлен­ня яких будую опори згинаючих моментів:

При одинарному поліспасті:

(1.28)

Звідси: R_B = S_max /2; R_c = R_B;

Отже, R_B= 505/2 = 252.5, R_c = 252.5

Сили діють зі сторони ступиці на вісь, що прикладено до то­чок А' і В'.

В точці прикладання сили F_RA' згинаючий момент сили

М_U = R_Д • 1₃ = 252.5 -1.1 =277.74

F_RA = (b / а + b) • S_max і F_RB' = (а / а + b) • S_max

де 1 = 370 мм

1₂ = 40 мм, а 1₃ знайдемо з рівняння:

1₃=1_P=1_Б-1_кр-1_н = 421 -40-370 = 11 мм

Перевірочний розрахунок вісі барабана на напруження згину виконую по формулі:

(1,29)

де М_H.MAX - максимальний згинаючий момент;

W = 0,ld³ - момент опору перерізу, см²

[ _M] - допустиме напруження згину для матеріалу вісі;

= 4671,25 /409,6= 110

де W = 0,1 • 16³ = 409,6

При межі міцності матеріалу вісі барабана _B = 4000 кгс / см . За табли- цею 5 [1], допустиме напруження [ _U] = 400 кгс / см .

Отже, = 110 < [ _U] = умова виконується.

12. Виконую перевірочний розрахунок підшипників вісі барабана:

Підшипники вантажопідйомних машин розраховують по еквіваленту

навантаження.

Q_EKB визначаю по фактичному графіку роботи механізму.

Для легкого режиму роботи маю:

Рис.8 Розрахункова схема підшипника по навантаженню Еквівалентне навантаження на підшипник визначаю по формулі:

(1,30)

де Q₁,Q₂,Q₃…Q_i- навантаження на підшипник при вазі різного ван­тажу.

- коефіцієнт, що показує відношення часу роботи механізму з

навантаженням і його загальному машинному часі роботи в залежності від виду графіка при легкому режимі роботи:

Отже, = 0,73 • 10 = 7,3 кН

= 730 кг

В залежності від розрахунку підшипника кочення по динамічному на­вантаженні максимальне значення реакцій опор R_д і R_C

При легкому режимі роботи:

R_{c ekb} 0,73; R_с= 252,5 • 0,73 = 184,325 кН

R_{Д ЕКВ}= 0,73; R_д= 252,5 • 0,73 = 184,325 кН

Вісь барабана встановлена на двох підшипниках працюючих в різних умовах.

Перевірочний розрахунок цього підшипника виконують по статичному вантажопідйомності:

(1,31)

де С₀ - допустима статична вантажопідйомність;

Для підшипника 1306 => С₀ = 790

Р₀ = 252,5 < 790 - умова виконується.

Обертаючий ся підшипник на іншому кінці вісі барабана перевіряю на довговічність (ресурс) по умові:

(1,32)

де n - частота обертання підшипника, хв.^-1

С - динамічна вантажопідйомність прийнятого підшипника

С = 1610 з табл. 15 [1]

Р = (х • V • F_г + у • F_а)-К₆ • К_t - еквівалентне навантаження (1,33)

Так як в даному випадку:

y=1 К₆ = 1,2 F_а = 0 К_t=1

То Р = 1,2 F_r aбоР= 1,2 R_CКВ

Звідси: Р = 1,2 • 184,3 = 221,16, де

Р - показник степеня рівний для шарико підшипника, Р = З

[L_n] - рекомендуємо довговічність підшипника при легкому режимі ро­боти [L_n] = 1000 годин.

Знаючи всі данні знаходжу L_n:

Так як умова виконується, то підшипник відпрацює призначений ре-