Рис. 2.1.1.1. Схема сил, действующих на канаты механизма подъема и управления лапами.
Рис. 2.1.1.2. Рабочий орган пратцен-крана.

2. 
   Проверка каната механизма подъема на разрыв
   

Разрывное усилие в канате

F₀S₁·Z_р , (2.1.2.1)

где Z_р  минимальный коэффициент запаса прочности.

Для режима работы М6 Z_р=5,6. 71,17·5,6=398,55 (кН).

Что меньше разрывного усилия каната (F₀=444 кН), т.е. канат выдерживает нагрузку.

3. 
   Расчет геометрических параметров барабана механизма подъема
   

В механизме подъема устанавливаем два барабана подъема (один на ветвь каната механизма подъема). На каждый барабан навивается две ветви канатов: одна ветвь механизма подъема; вторая ветвь механизма управления лапами.
Минимальный диаметр барабана определяется по зависимости

D_бпh₁·d_к, (2.1.3.1)

где d_к  диаметр каната, мм;

h₁  коэффициент выбора диаметра для барабана.

По нормам ГГТН для режима работы M6 h₁=20. D_бп20·29=580 (мм);

В целях уменьшения длины барабанов примем D_бп=600 мм. Найдем диаметр барабана по дну канавок

D_бп0= D_бп-d_к; (2.1.3.2)

D_бп0=600-29=571 (мм).

Полученное значение округляем до стандартного:

D_бп0=710;

Уточняем D_бп :

D_бп= D_бп0+ d_к; D_бп=710+29=739 (мм);
Определим размеры профилей канавок барабана под ветвь

---

каната подъема (см. рис.2.1.3.1).

R=0,53d_k=0,53·29=15,37 (мм);

Принимаем R=16 мм. S=0,56·R=0,56·16=8,96 (мм);

Принимаем S=9 мм. t=1,1·d_k=1,1·29=31,9 (мм);

Принимаем t=32 мм. R₁=2,5 (мм).
Длина барабана под ветвь каната подъема

L_бп=l_раб+l_н+l_к+2l_конц, (2.1.3.3)

где l_рабрабочая длина барабана под ветвь подъема, м; l_н  длина участка для 1,5 витков, м;

l_кр  длина участка для крепления каната, м; l_конц  длина концевой части барабана, м.

l_раб=

---

^{H i t}, (2.1.3.4)

D_бп

где H  высота подъема груза, м; H=4,97 м; i  кратность полиспаста; i=2.
_lраб₌ 4,97  2  0,032 _{=0,137 (м).}

0,739  3,14

l_н =1,5·t=1,5·0,032=0,048 (м). l_кр =4·t=4·0,032=0,128 (м).

l_конц =3·t=3·0,032=0,096 (м).
По формуле 2.1.3.3 L_бп=0,137+0,048+0,128+2·0,096=0,505 (м).

Примем длину барабана ветви подъема равной: L_бп= 505 (мм).

t



S
Рис. 2.1.3.1. Профиль канавок барабана.

4. 
   Выбор двигателя
   

В механизме подъема будем использовать два двигателя, с целью уменьшить габариты привода (см. рис. 2.1.4.1).



Рис. 2.1.4.1. Кинематическая схема лебедки механизма подъема.

Необходимая мощность двигателей

N_пд= M_бп·φ, (2.1.4.1)

где М_бп  крутящий момент на барабане, кН·м;

φ  угловая скорость вращения барабана, с^-1.
Момент на подъемном барабане

M_бп=(S₁+S₂)·D_бп/(2·η_б), (2.1.4.2)

где η_бКПД блоков траверсы канатов подъема. η_б=0,99  при i=2.

M_бп=(71,17+5,8)·0,739/(2·0,99)=28,73 (кН·м).

---

Угловая скорость барабана

ω=V_s1·2/D_бп, (2.1.4.3)

где V_s1скорость подъема каната, м/с;

V_s1=V_п·i, (2.1.4.4)

где V_пскорость подъема груза.

V_п=12 (м/мин)=0,2 (м/с). V_s1=0,2·2=0,4 (м/с)

По формуле 2.1.4.3 ω=0,4·2/0,739=1,08 (с^-1).
По формуле 2.1.4.1

N_пд= M_бп·φ=28,73·1,08=31,03 (кВт).
По данной мощности выбираем двигатель (табл. II.1.18. [6]) 4МТН 280М10 (см. рис.

2.1.4.2)

5. 
   Выбор редуктора
   

Требуемое передаточное число редуктора

i_р=n_дв/n_бп, (2.1.5.1)

где n_бпчастота вращения барабана, об/мин. n_бп=30ω/π=30·1,08/3,14=10,32 (об/мин).
i_р=575/10,32=55,72
По полученному значению передаточного числа выбираем редуктор (табл. V.1.43. [7]) Ц2- 750 с передаточным числом I_р=50 (см. рис. 2.1.5.1).
Расчетный эквивалентный момент на тихоходном валу редуктора T_рэ не должен превышать номинальный крутящий момент на тихоходном валу Т_рн по паспорту редуктора (см. табл. 2.1.5.1):

T_рэ≤ Т_рн. (2.1.5.2)

По формуле 2.15. [8]

T_рэ=k_д·2·M_бп, (2.1.5.3)
где k_д  коэффициент долговечности; k_д=k_Q·k_t,

(2.1.5.4)

где k_Q  коэффициент переменности нагрузки; k_t  коэффициент срока службы.

k_Q= , (2.1.5.5)

где k  коэффициент нагружения. Значения k выбираются в зависимости от класса нагружения.

k=0,5 для режима нагружения механизма L₃.
1345

1180

---

Тип двигателя	Мощность на валу (кВт) при ПВ(%)	n, об/мин	КПД, %	Момент инерции, кг·м2	Масса, кг
	60
4МТН 280М10	48	575	87	4,6	850

Коэффициент k_t можно определить по формуле 2.17 [8]
k_t= , (2.1.5.6)

где z_р  суммарное число циклов контактных напряжений зуба шестерни тихоходной ступени редуктора;

z₀  базовое число циклов контактных напряжений, для типажных редукторов z₀=125·10⁶; z_р=z_т·u_т, (2.1.5.7)

где z_т число циклов нагружения на тихоходном валу редуктора;

u_т  передаточное число тихоходной ступени редуктора; принимаем u_т=6,62.

Значение z_т определяем по формуле 2.19 [8]

z_т=60·n_т·t_маш, (2.1.5.8)

где n_т  частота вращения тихоходного вала редуктора, об/мин;

t_маш  машинное время работы механизма, ч;

---

Смотрите также файлы

• Таблица.docx

• Толы пай саны 25 8сынып 1тапсырма. Оылым.docx

• Основы поисков и разведки месторождений полезных ископаемых.docx

• Вебжобалау Педагогты атыжні Шорманова Ж. Б.docx

• Мен елімді сйемін атты патриотты ндер сайысыны сценарийі.docx