Cum sunt permise îmbinările în lanț? Ghid pentru efectuarea lucrărilor practice

Lucrarea practică nr. 1

Selecție de frânghii și lanțuri de oțel, blocuri, pinioane și tamburi.

1. 
   Selecția de frânghii și lanțuri de oțel.

Calculul precis al cablurilor, al lanțurilor sudate și cu plăci, datorită distribuției neuniforme a tensiunii, este foarte dificil. Prin urmare, calculul lor se efectuează conform standardelor Gosgortekhnadzor.

Corzile și lanțurile sunt selectate conform GOST în conformitate cu raportul:

Fр  Fр.m

Unde FR.m- forta de rupere a frânghiei (lantului), luata conform tabelelor

Standarde GOST relevante pentru frânghii (lanțuri);

FR- forța de rupere calculată a frânghiei (lanțului), determinată de

Formulă:

Fр = Fmax · n,

Unde n- factor de siguranță luat conform Pra-

Gosgortekhnadzor pas în funcție de scopul frânghiei și

Modul de funcționare al mecanismului. Semnificația sa pentru frânghii și lanțuri nk

Nc sunt date în tabelele P1 și P2.

FmOh- forța maximă de lucru a ramurilor de frânghie (lanț):

Fmah =G/ z ·  n, kN,

Aici G - greutatea sarcinii, kN;

z- numărul de ramuri ale frânghiei (lanţului) pe care este suspendată sarcina;

n- randamentul scripetelor (Tabel P3).

Numărul de ramuri de frânghie pe care este suspendată sarcina este egal cu:

z = u· A,

Unde A- numărul de ramuri înfășurate pe tambur. Pentru simplu (unul

Narny) palan cu lanț A= 1, iar pentru dublu A = 2;

u - multiplicitatea scripetelui.

Pe baza valorii forței de rupere obținute FR din starea FR  FR.m

Selectăm dimensiunile frânghiei (lanțului) folosind tabelele GOST.

Exemplul 1. Selectați o frânghie pentru mecanismul de ridicare a unui rulant cu capacitate de ridicare G= 200 kN. Înălțimea de ridicare a sarcinii N= 8m. Mod de operare – usor (duty duty = 15%). Scripete multiplicator dublu u = 4.

Date inițiale:

G = 200 kN – greutatea sarcinii care se ridică;

N= 8m – înălțimea de ridicare a sarcinii;

Mod de funcționare – ușor (duty duty = 15%);

A= 2 – numărul de ramuri înfășurate pe tambur;

u= 4 – multiplicitatea scripetelui.

Forța maximă de lucru a unei ramuri de frânghie:

Fmah =G/ z ·  n= 200/ 8 0,97 = 25,8 kN,

Unde z = u · A= 4 · 2 = 8 – numărul de ramuri pe care este suspendată sarcina;

n- Eficienta blocului de scripete, conform tabelului. P3 la u= 4 pentru un scripete cu rulment

Nick se rostogolește  n= 0,97 Forța de rupere proiectată: FR = FmOh · nLa= 5 25,8 = 129 kN,

Unde nLa– factorul de siguranță al cablului, pentru o macara cu mașină

Conduceți în regim uşoară nLa = 5 (Tabelul P1).

Conform GOST 2688-80 (Tabelul P5), selectăm o frânghie de tip LK - R 6x19+1 o.s. cu forta de rupere FR.m. = 130 kN la puterea maximă GV= 1470 MPa, diametrul cablului dLa = 16,5 mm.

nf = FR.m. · z ·  n/ G = 130 · 8 · 0,97/200 = 5,04 > nLa = 5,

Prin urmare, frânghia selectată este potrivită.

Exemplul 2. Selectați un lanț calibrat sudat pentru un palan manual cu o capacitate de încărcare G= 25 kN. Multiplicarea palanului cu lanț u = 2 (scripeți simplu).

Date inițiale:

G= 25 kN – capacitatea de ridicare a palanului;

u= 2 – multiplicitatea scripetelui;

A= 1 – palan simplu cu lanț.

Fmah =G/ z ·  b= 25/2 0,96 = 13 kN,

Unde z = u · A= 2 · 1 = 2 – numărul de ramuri pe care este suspendată sarcina;

b= 0,96 - randamentul blocului de lant. Forța de rupere proiectată: FR = FmOh · nts= 3 13 = 39 kN,

Unde nts– factorul de siguranță al lanțului, pentru sudate calibrate

Lanțuri manuale nts= 3 (Tabelul P2).

Conform tabelului P6, selectăm un lanț calibrat sudat cu forță de rupere FR.m. = 40 kN, al cărui diametru bară dts= 10 mm, lungimea interioară a lanțului (pas) t = 28 mm, latimea verigii ÎN= 34 mm.

Factorul real de siguranță:

nf = FR.m. · z ·  n/ G= 40 · 2 · 0,96/25 = 3,1 > nts= 3.

Lanțul selectat este potrivit.

Exemplul 3. Selectați un lanț pentru plăci de încărcare pentru un mecanism de ridicare acționat de mașină cu o capacitate de ridicare G= 30 kN. Sarcina este suspendată pe două ramuri ( z = 2).

Date inițiale:

G= 30 kN – greutatea sarcinii care se ridică;

z= 2 – numărul de ramuri pe care este suspendată sarcina.

Soluţie:

Forța maximă de funcționare a unei ramuri de lanț:

FmOh = G/ z ·  sunet= 30/2 0,96 = 15,6 kN,

Unde  sunet= 0,96 - randamentul pinionului.

Forța de rupere proiectată: FR = FmOh · nts= 5 15,6 = 78 kN,

Unde nts– factor de siguranță al lanțului, pt lanț de frunze Cu

Acționat de mașină nts = 5 (Tabelul P2).

Conform tabelului P7, acceptăm un lanț cu o forță distructivă FR.m. = 80 kN, al cărui pas t= 40 mm grosime plăci S= 3 mm latime placa h= 60 mm, număr de plăci într-o verigă de lanț n = 4, diametrul părții mijlocii a rolei d= 14 mm, diametrul gâtului rolei d1 = 11 mm, lungime rola V= 59 mm.

Factorul real de siguranță:

nf = FR.m. · z ·  n/ G = 80 · 2 · 0,96/30 = 5,12 > nts= 5.

Lanțul selectat este potrivit.

1. 
   Calcul de blocuri, stele și tobe.

Diametrul minim admisibil al blocului (tamburului) de-a lungul fundului pârâului (canelura) este determinat conform standardelor Gosgortekhnadzor:

Db   e – 1)dLa, mm

Unde e- coeficient în funcție de tipul mecanismului și modul de funcționare, dvs

Pe baza datelor de reglementare ale Regulilor Gosgortekhnadzor

(Tabelul P4);

dLa- diametrul cablului, mm.

Dimensiunile blocurilor sunt normalizate.

Diametrul blocului (tamburului) pentru lanțurile sudate necalibrate este determinat de rapoartele:

Pentru mecanisme actionate manual Db  dts;

Pentru mecanisme acționate de mașini Db  dts;

Unde dts - diametrul barei de otel din care este realizat lantul.

Diametrul cercului inițial al pinionului pentru un lanț calibrat sudat (diametrul de-a lungul axei tijei din care este făcut lanțul) este determinat de formula:

Dn. O. = t/ sin 90 /z, mm

Unde t - lungimea interioara a verigii lantului (pasul lantului), mm;

z- numărul de sloturi pe stea, acceptat z  6.

Se determină diametrul cercului inițial al pinionului pentru un lanț de frunze

se calculează după formula:

Dn. O. = t/ sin 180 /z, mm

Unde t - pas lanț, mm;

z- numărul dinților pinionului, luat z 6.

Tamburele de frânghie se folosesc cu înfășurare cu un singur strat și cu mai multe straturi, cu o suprafață netedă și cu filet de șurub pe suprafața carcasei, cu înfășurare de frânghie unilaterală și dublă.

Diametrul tamburului, precum și diametrul blocului, sunt determinate în conformitate cu Regulile Gosgortekhnadzor:

Db   e – 1)dLa, mm.

Lungimea tamburului pentru înfășurarea cablului cu două fețe este determinată de formula:

și cu înfășurare unilaterală:

, mm

Unde l R– lungimea de lucru a tamburului;

l h =(3…4) t– lungimea tamburului necesară pentru prinderea frânghiei (lanțului), mm;

l O– distanța dintre tăieturile din dreapta și din stânga, mm.

Lungimea de lucru este determinată de formula:

,

Unde z– numărul de spire de lucru ale frânghiei;

,

Aici Lk =H ∙ u– lungimea cablului excluzând spirele de rezervă, mm

H – înălțimea de ridicare a sarcinii, mm

u – multiplicitatea scripetelui;

z 0 = 1,5...2 – numărul de spire de rezervă de frânghie;

t– pasul de frânghie, t = d La– pentru o tobă netedă;

t = d La+(2…3) – pentru un tambur cu tăieturi, mm.

Distanța dintre tăieturile din dreapta și din stânga este determinată de formula:

L 0 =b-2h min ∙tg ,

Unde b – distanța dintre axele fluxurilor blocurilor exterioare se ia conform tabelului P8;

h min– distanta dintre axele tamburului si axa blocurilor in pozitia cea mai sus;

Unghiul de abatere admisibil al ramului de frânghie care trece pe tambur de la poziția verticală este = 4...6°.

Grosimea peretelui tamburului poate fi determinată din starea de rezistență la compresiune:

, mm

Unde F max– forța maximă de lucru în ramura de frânghie, N;

- efortul de compresiune admisibil, Pa, pentru calcule se iau următoarele:

80MPa pentru fontă C4 15-32;

100MPa pentru oțeluri 25L și 35L;

110MPa pentru oțelurile St3 și St5.

Pentru tobe turnate, grosimea peretelui poate fi determinată folosind formule empirice:

Pentru tobe din fontă = 0,02D b+(6…10) mm;

Pentru butoaie de oțel = 0,01 D b+3 mm, apoi verificați-l pentru compresie. Ar trebui să fie:

.

Exemplul 4. Folosind datele obținute în exemplul 2, determinați diametrul cercului inițial al blocului (asterisc).

Diametrul cercului inițial al pinionului pentru un lanț calibrat sudat este determinat de formula:

mm

Unde t=28 mm – lungimea interioara a verigii lantului (pas);

z6 – număr de sloturi pe bloc (asterisc), acceptăm z=10.

Exemplul 5. Folosind datele din Exemplul 3, determinați diametrul cercului inițial al pinionului.

Diametrul cercului de pornire al pinionului

mm,

Unde t=40 mm – pas lanț;

z 6 – numărul dinților pinionului, acceptați z=10.

Exemplul 6. Determinați dimensiunile principale ale unui tambur din fontă conform exemplului 1. Efortul de compresiune admisibil pentru fontă = 80 MPa.

Diametrul minim admisibil al tamburului de-a lungul fundului canelurii este determinat folosind formula Gosgortekhnadzor:

,mm

Unde d La= 16,5 mm – diametru frânghie;

e– coeficient în funcție de tipul mecanismului și modul de funcționare, pentru macarale cu antrenare a mașinii în regim de funcționare ușor e=20 (Tabelul P4)

D b=(20-1)∙16,5=313,5 mm, luăm valoarea diametrului tamburului din intervalul normal D b=320 mm (Tabelul P8).

Determinați lungimea tamburului. Tambur cu tăiere pe două fețe. Lungimea de lucru a unei jumătăți a tamburului este determinată de formula:

mm

Unde t– pasul virajelor, pentru un tambur cu caneluri

t= d La + (2…3)=16,5+(2…3)=(18,5…19,5) mm, acceptați t= 19 mm;

z o=1,5…2 – numărul de spire de frânghie de rezervă, acceptăm z o=2 ture;

z R– numărul de spire de lucru ale frânghiei

Aici L k = H  u=8  4 =32 m – lungimea frânghiei înfăşurată pe o jumătate;

Apoi
mm

Lungimea totală a tamburului:

L b =2(l p +l 3 )+l o, mm,

Unde l 3 – lungimea tamburului necesară pentru fixarea funiei;

Mm, acceptăm l 3 =60 mm;

lO- distanța dintre tăieturile din dreapta și din stânga

l O =în-2h min ∙ tg, mm

Aici V– distanța dintre axele fluxurilor blocurilor exterioare, V= 200 mm, la D b= 320 mm (Tabelul P8).

h min– distanta dintre axele tamburului si blocurile aflate in pozitia cea mai sus

h min =1,5 ∙D b=320∙1,5=480 mm

4-6° - unghiul de abatere admisibil al ramului de frânghie care se apropie de tambur din poziția verticală, luăm = 6°.

l 0 =200-2∙4/80∙tg6°=99,1 mm

Noi acceptam l 0 =100 mm.

Astfel, lungimea totală a tamburului

l b=2(608+60)+100=1436 mm, accept

l b=1440 mm = 1,44 m

m.

Noi acceptam
mm.

Grosimea peretelui tamburului turnat trebuie să fie de cel puțin 12 mm.

Lucrarea practică nr. 2

Calculul troliilor și mecanismelor de ridicare a palanelor cu manual și acționări electrice conform conditiilor specificate.

1. Calculul troliilor manuale

Secvență de calcul pentru un troliu manual.

1) Selectați o schemă de suspensie a sarcinii (fără palan cu lanț sau cu palan cu lanț).

2) Selectați o frânghie în funcție de capacitatea de încărcare dată.

3) Determinați dimensiunile principale ale tamburului și blocurilor.

4) Determinați momentul de rezistență pe arborele tamburului din greutatea sarcinii T Cu iar momentul pe axul mânerului creat de forţa lucrătorului Tr.

N∙ m,

Unde F max- forta de lucru maxima in ramura de frânghie, N; D b– diametrul tamburului, m.

Moment pe axul mânerului:

N∙m,

Unde R R– efortul unui muncitor, este acceptat

R R=100…300 N

n– Numărul de lucrători;

- coeficient care ține cont de aplicarea nesimultană a forței atunci când mai mulți lucrători lucrează împreună, =0,8 – pentru doi lucrători =0,7 – pentru patru lucrători

L – lungime mâner, acceptat l=300…400 mm

5) Determinați raportul de viteză al troliului folosind formula:

Unde η – Eficiența troliului.

6) Calculați roți dințate și arbori deschise (metoda de calcul a acestora a fost studiată în secțiunea „Piese de mașini” a subiectului „Mecanica tehnică”).

7) Determinați dimensiunile principale ale mânerului. Diametrul tijei mânerului este determinat din condiția de rezistență la încovoiere:

m,

Unde l 1 – lungimea axului mânerului, luată l 1 =200…250 mm pentru un muncitor și l 1 =400…500 mm pentru doi muncitori;

- efort admisibil de încovoiere pentru oțel St3

=(60…80) MPa=(60…80)∙10 6 Pa.

Grosimea mânerului în secțiunea periculoasă este calculată pentru acțiunea combinată de îndoire și torsiune:

SH







Irina mânerului este luată egală cu

D

Diametrul arborelui de antrenare pe care este plasat mânerul este determinat din condiția rezistenței la torsiune:

G
de  - efort de torsiune admisibil redus pentru oţel

St5 =25...30 MPa.

Se ia diametrul manșonului mânerului dв=(1,8...2)d1 , iar lungimea mânecii este lв=(1...1,5)d1.

Viteza de ridicare a sarcinii:

Unde G- capacitatea de ridicare a troliului, kN;

VR- se ia de obicei viteza periferica a manetei de antrenare

VR=50...60 m/min.

Exemplul 7. Calculați mecanismul de ridicare al unui troliu manual conceput pentru a ridica o sarcină de cântărire G= 15 kN pe înălțime N= 30m. Numărul de muncitori n=2. Eficiența troliului  =0,8. Suprafața tamburului este netedă, numărul de straturi de frânghie se înfășoară pe tambur m=2. Multiplicarea palanului cu lanț u=2. Scripete simplu ( A=1).

Date inițiale:

G=15kN - greutatea sarcinii care se ridică;

N=10m - inaltimea de ridicare a sarcinii;

n=2 - numărul de muncitori;

 =0,8 - randament troliu;

m=2 - numărul de straturi de frânghie înfășurate pe tambur;

Suprafața tamburului este netedă;

u=2 - multiplicitatea scripetelui;

A=1 - numărul de ramuri înfășurate pe tambur.

Soluţie:

Selectarea frânghiei.

Forța maximă de lucru într-o ramură de frânghie:

Fmax= 15/20,99=7,6 kN,

Unde z= u a= 2 - numărul de ramuri de care atârnă sarcina;

Eficiența unui scripete conform tabelului P3 pentru un scripete cu o multiplicitate u=2 pe rulmenți 0,99.

Forța de rupere proiectată:

Fp= nLa Fmax=5,57,6=41,8 kN,

Unde nLa - factorul de siguranță al frânghiei, pentru un troliu de marfă acţionat manual nLa=5,5 (Tabelul P1).

Conform GOST 26.88-80 (Tabelul P5), selectăm o frânghie de tip LK-R 6x19 + 1 o.s. cu forta de rupere Fp. m.= 45,45 kN la rezistență la tracțiune 1764 MPa, diametrul cablului dLa=9,1 mm.

Factorul real de siguranță al frânghiei:

nf = FR.m. · z · n/G = 45,45 2 0,99/15 = 6 > nLa = 5,5.

Determinarea dimensiunilor principale ale tamburului.

Diametrul minim admisibil al tamburului:

db  e– 1)dLa, mm

Unde e- coeficient in functie de tipul mecanismului si modul de functionare, pt

Troliuri manuale pentru marfă e=12 (Tabelul P4);

dLa- diametrul cablului, mm, apoi

db – 1)9.1=100.1mm

Acceptăm din seria normală db=160 mm (Tabelul P8).

Lungimea de lucru a tamburului pentru înfășurarea cablului cu mai multe straturi este determinată de formula:

Unde t – pasul virajelor, pentru un tambur neted ; t= d k =9.81 mm ;

L k – lungimea cablului, excluzând turele de rezervă

L k =H∙u=30∙2=60 m

Tambur de lungime completă cu înfășurare pe o singură față

l b =l p +l c +l h,

Unde l b =(1,5…2)∙ t – lungimea tamburului necesară pentru turele de rezervă ,

l b =(1,5…2)∙9,81=13,65…18,2 mm ,

noi acceptam l b =18 mm

l h – lungimea tamburului necesară pentru a asigura frânghia

l h =(3…4)∙ t=(3…4)∙9,81=27,3…36,4 mm ,

noi acceptam l h =34 mm

Astfel, lungimea totală a tamburului

L b =488+18+34=540 mm.

Noi acceptam l b =540 mm .

Grosimea peretelui tamburului este determinată de formula:

Noi acceptam δ=8 mm .

[ σ ] szh =110 MPa– efort admisibil pentru oțel St5.

Momentul de îndoire

Moment dat

Moment de rezistență la încovoiere a secțiunii inelare

Unde

D V =D b -2∙δ=160-2∙8=144 mm– diametrul interior al tamburului.

Efort total de îndoire și torsiune în secțiunea periculoasă a tamburului :

Condiția de rezistență este îndeplinită.

Diametrul exterior de-a lungul părților laterale ale tamburului.

D n =D b +2∙(m+2+)∙ d k =160+2∙(2+2)∙9,1=232,8 mm

Noi acceptam D n =235 mm.

Moment de rezistență din greutatea sarcinii

Moment pe axul mânerului:

T r =P r ∙n∙φ∙l=200∙2∙0,8∙0,35=112 N∙m

Unde R R – efortul unui muncitor, luăm P p = 200 N

φ – coeficient ținând cont de non-simultaneitatea aplicației efort, când doi muncitori lucrează φ=0,8

l– lungimea mânerului, accept l= 350 mm

Determinați raportul de viteză al troliului.

deoarece Și O , atunci acceptăm transmisia într-o singură etapă.

La Și O >8 Ar trebui adoptate transmisii în două trepte, împărțind raportul de transmisie total în rapoarte de transmisie ale perechilor individuale:

și o = și 1 + și 2.

Determinarea dimensiunilor principale ale mânerului.

Diametrul axului stiloului:

Noi acceptam d= 28 mm,

Unde l 1 – lungimea arborelui mânerului , l 1 = 350 mm

[ σ] u = 60…80 MPa – efort admisibil de încovoiere, pentru oțel St5, noi acceptam [ σ] u = 70 MPa

Grosimea mânerului este determinată de formulă

Noi acceptam δ R =15 mm.

Lățimea mânerului este considerată a fi в=3∙δ R =3∙15=45 mm.

Diametrul arborelui de antrenare pe care este plasat mânerul :

Noi acceptam d 1 = 30 mm

Unde [ τ ] La = 25…30 MPa – efort de torsiune admisibil redus, pt oțel St5, acceptăm [ τ ] La = 25 MPa.

Diametrul manșonului mânerului : d V =(1,8…2) d 1 ;

d în =(1,8…2)∙30=54…60 mm,

Noi acceptam d în = 55 mm.

Lungimea mânecii mânerului

L in = (1… 1,5)∙d 1 = (1…1,5)∙30=30…45 mm

Noi acceptam l V = 40 mm.

Viteza de ridicare a sarcinii

Unde V p = 50…60 m/min – viteza periferică a mânerului de antrenare, luați V p = 55 m/min

2. Calcul trolii cu acţionare electrică

Secvența de calcul a troliurilor cu antrenare electrică.

1. 
   Coarda este selectată.
2. 
   Determinați dimensiunile principale ale tamburului.
3. 
   Puterea este determinată și motorul electric și cutia de viteze sunt selectate din cataloage.

Puterea necesară a motorului electric este determinată de formulă :

Unde G este greutatea sarcinii care este ridicată, kN

V 2 – viteza de ridicare a sarcinii, m/s

η – Eficiența mecanismului.

Prin catalog selectați un motor electric în funcție de modul de funcționare, luând cea mai apropiată valoare de putere mai mare și notați datele tehnice de bază ale acestuia.

Pentru a selecta o cutie de viteze, determinați raportul de transmisie:

Unde n uh – viteza de rotație a motorului electric selectat;

nb– frecvența de rotație a tamburului, determinată de formulă :

Aici V 2 – viteza de ridicare a sarcinii, m/s;

Și - multiplicitatea scripetelui;

D b – diametrul tamburului, m;

O cutie de viteze este selectată din catalog în funcție de puterea proiectată, turația motorului, raportul de transmisie și modul de funcționare.

4. Verificați motorul electric selectat pentru multiplicitatea reală a cuplului de pornire.

Condiția trebuie îndeplinită

ψ≤ψmax,

Unde ψ max – multiplicitatea maximă admisă a cuplului de pornire, determinată de formula:

,

Aici T P max – cuplul maxim al motorului electric, luat de pe masa;

T n – cuplul nominal pe arborele motorului;

ψ – multiplicitatea reală a cuplului de pornire a motorului

,

Cuplul de pornire redus la arborele motorului este determinat de formula :

Unde t n = 8∙ V 2 – ora de pornire a mecanismului, s;

δ=1,1...1,2 – coeficient care ține cont de momentele de balansare ale pieselor mecanismului.

Cuplu static pe arborele motorului:

5. Se selectează frâna, pentru care cuplul de frânare este determinat folosind formula:

T T =K T ∙T K,N∙m

Unde LA T – factor de siguranță la frânare adoptat conform standardelor Gosgortekhnadzor în funcție de modul de funcționare al mecanismului;

T LA – cuplul pe arborele cutiei de viteze de mare viteză, egal cu cuplul nominal pe arborele motorului electric,

Unde
- viteza unghiulara a motorului electric.

Cu ajutorul catalogului, o frână este selectată în funcție de cuplul său de frânare și sunt notate caracteristicile sale tehnice.

În final, se fac calcule de verificare ale frânei selectate. Metoda de calcul a acestora depinde de tipul de frână și este dată manual(6) capitolul 1 §3.

Exemplul 8. Selectați un motor electric, cutie de viteze și frână pentru mecanismul de ridicare a troliului destinat ridicării sarcinilor grele G= 50 kN cu viteza V2 = 0,25 m/s dacă diametrul tamburului db= 250 mm, multiplicitatea scripetelui u = 2, randamentul troliului η = 0,85, modul de funcționare – ușoară (serviciu de serviciu = 15%)

Date inițiale:

G= 50 kN – greutatea sarcinii;

V2 = 0,25 m/s – viteza de urcare;

db= 250 mm – diametrul tamburului;

u = 2 – multiplicitatea scripetelui;

η = 0,85 – randamentul troliului;

Mod de operare – usor (serviciu de serviciu=15%)

Soluţie:

Puterea motorului necesară

Din catalog selectam un motor electric de tip MTF312-8 cu putere la duty cycle = 15% Re= 15 kW, viteza nuh= 680 rpm, cu cuplu maxim Tpmax= 430 N.m., momentul de balansare a rotorului (GÄ 2) = 15,5 N.m. Cuplul nominal pe arborele motorului

Raportul maxim al cuplului:

Viteza de rotatie a tamburului:

Raport de transmisie proiectat

Conform catalogului (Tabelul P10), pe baza puterii proiectate, a turației motorului, a raportului de transmisie și a modului de funcționare, selectăm un tip de cutie de viteze Ts2-250 Cu raport de transmisie Și R = 19,88, putere R R = 15 kW, viteza arbore de mare viteză P R = 750 rpm Viteza reală de ridicare

Verificăm motorul electric selectat pentru multiplicitatea reală momentul de pornire. Trebuie îndeplinită următoarea condiție:

Multiplicitatea reală a cuplului de pornire al motorului electric selectat este determinată din raportul:

Cuplul de pornire redus la arborele motorului este determinat de formula:

Unde t P = 8∙0,22 = 1,8 s – ora de pornire a mecanismului;

δ = 1,1...1,2– coeficient luând în considerare momentele de balansare ale pieselor mecanism, acceptăm 5 = 1,15. Cuplul static pe arborele motorului

Apoi,
prin urmare, performanța motorului asigurat.

Determinați cuplul de frânare necesar.

T T =K T ∙T k =1,5∙210,7=316 N.m.

Unde LA T – factor de siguranță la frânare, utilizare ușoară , KT = 1,5 (Tabelul A11);

T LA – cuplul pe arborele cutiei de viteze de mare viteză , T La = T n = 210,7 N.m.

Conform catalogului (Tabelul P12), în funcție de cuplul de frânare T T, alegem o frână cu două blocuri cu motor electric de tip TT - 250, care are un cuplu de frânare T T = 400 N.m. Notăm datele necesare calculului: brațe de pârghie – a = 160 mm, b = 330 mm, c = 19 mm, l T = 150 mm, decalajul plăcuței E = 1,1 mm, împingător tip TGM-25, care asigură forța de împingere F T = 250 N și cursa tijei h w = 50 mm, dimensiuni scripete – diametru scripete D w = 250 mm, lățime scripete H w = 90 mm, unghi de prindere scripete între blocuri α = 70 0 .

Forța circumferențială calculată pe janta scripetei de frână:

Forta presiune normală plăcuțe de scripete

Unde f – coeficient de frecare a suprafetelor de lucru, pentru franare bandă de azbest (ferrado) pentru fontă și oțel f = 0,35.

Forța de împingere :

Unde η – randamentul sistemului de pârghii egal cu η =0,9...0,95, noi acceptam η = 0,95

Cursa tijei de impingere:

Unde LA 1 – coeficientul de utilizare a cursei de lucru a tijei, egal cu LA 1 = 0,8 …0,85 , noi acceptam LA 1 = 0,85.

Verificăm suprafețele de lucru ale plăcuțelor de frână pentru presiunea specifică folosind formula:

Aici [ q] – presiunea specifică admisă a materialului suprafeței de lucru se ia conform tabelului. Prin urmare, frâna selectată se potrivește.

1. 
   Calculul mecanismului de ridicare a palanelor cu acţionare manuală

Palanele acționate manual sunt împărțite în palanele melcate și cu angrenaje. Lanțurile sudate calibrate și cu plăci sunt utilizate ca element flexibil de încărcare în aceste palanuri.

Să luăm în considerare calculul unui palan melcat cu o acționare manuală.

Calculul unui palan manual cu melc se efectuează în următoarea secvență:

1) În funcție de capacitatea de încărcare specificată G, conform tabelelor GOST, se selectează un lanț de sarcină și se determină diametrul cercului inițial al pinionului lanțului.

2) Determinați raportul de transmisie al palanului, după ce s-a determinat în prealabil momentul de sarcină pe pinionul T gr și cuplul pe roata de tracțiune T k

3) Luând numărul de porniri melcate z 1 = 2 (în palanele melcate se folosește un melc cu pornire dublă și fără autofrânare), determinați numărul de dinți ai roții melcate

4) Calculați angrenajul melcat

5) Calculați frâna cu disc portantă

Exemplul 9. Calculați mecanismul de ridicare al unui palan manual cu melc cu o capacitate de încărcare de G = 30 kN. Sarcina este suspendată pe un bloc în mișcare a = 1, multiplicitatea scripetelor u = 2. Diametrul roții de tracțiune D = 260 mm. Forța aplicată lanțului roții de tracțiune este F p = 600 N.

Selectarea lanțului.

Forța maximă de acționare într-o ramură a lanțului:

Unde z – numărul de ramuri pe care este suspendată sarcina pentru palanul manual, z=u∙a=2∙1=2;

η sunet = 0,96 – Eficiența pinionului

Forța de rupere proiectată.

F p =p c ∙F max =3∙15,6=46,8 kN.

Unde P ts – factor de siguranță a lanțului; pentru lanțuri de frunze Cu acționare manuală P ts= 3 (Tabelul P2)

Conform tabelului P7, acceptăm un lanț cu o forță de rupere F r.m. = 63 kN pentru care pasul t = 35 mm, grosimea plăcii S = 3 mm, lățimea plăcii h = 26 mm, numărul de plăci într-o legătură n = 4, diametrul rolei în partea de mijloc d = 12 mm, diametrul gâtului rolei d 1 = 9 mm.

Factorul real de siguranță al lanțului:

Determinați diametrul cercului inițial al pinionului:

Unde z  6 – numărul dinților pinionului, acceptați z = 16.

Determinăm dimensiunile principale ale perechii de viermi. În palanele cu vierme se folosesc viermi cu dublu filet (neautofrânare). (z 2 = 2).

Unghi de frecare redus:

p=arctgf=arctg0,1=544

Unde f = 0,04…0,1 – unghi de frecare redus, cu lubrifiere periodică unelte melcate deschise accepta f = 0,1.

Coeficientul diametrului viermei

Unde z 1 = 2 – numărul de treceri de viermi.

Într-o treaptă de viteză fără frânare automată, unghiul de înălțime al liniei elicei melcate  trebuie să fie mai mare decât unghiul de frecare redus R , acestea. trebuie respectate condiție  > p , prin urmare, acceptăm o valoare mai mică pentru coeficientul diametrului viermei q = 16 (Tabelul A14).

Unghiul helix al liniei vierme:

Calculăm randamentul transmisiei:

Noi acceptam η 2 = 0,53

Determinați valoarea necesară a raportului de transmisie

Unde T gr – momentul de sarcină pe pinion,

T La – cuplu pe roata de tracțiune:

Apoi

Determinați numărul de dinți ai roții melcate. Din relatie

Și 0 = z 2 / z 1 găsim z 2 = u 0 ∙ z 1 = 34,8∙2 = 69,6

Noi acceptam z 2 = 70. Clarificăm raportul de transmisie

şi f =i2 =z2/z1 =70/2=35.

Abaterea de la valoarea calculată este:

Atribuim materialele melcului și roții melcate și determinăm tensiunile admisibile.

În angrenajele melcate acționate manual, viteza de alunecare este mică, așa că este indicat să se facă melcul și roata melc din fontă. Pentru vierme, SCH 21-40, iar pentru roată - SCh 18-36. Apoi stresul admis δ nv = 190 MPa , δ FP =0,12 ∙δ in si = 0,12∙ 365= 44 MPa la δ in si = 365 MPa.

Determinați distanța centrală necesară:

Determinăm modulul de proiectare al angajării folosind formula:

Conform tabelului P14 acceptat t=5 mm șiq = 16.

Precizăm distanța centrală

și w = 0,5∙t∙(q+z 2)=0,5∙5∙(16+70)215 mm

Determinăm principalii parametri ai viermei și ai roții melcate:

Diametre de pas: vierme d 1 = m∙ q=5∙16=80 mm

rotile d 2 = m∙ z 2 =5∙70=350 mm

Diametrele proeminenței: vierme d A 1 = d 1 +2∙ m=80+2∙5=90 mm

rotile d A 2 = d 2 +2 m=350+2∙5=360 mm

Calculul unui disc de frână portantă.

Momentul de încărcare pe vierme:

Unde η 2 =0,53 – Eficiența unei perechi de viermi;

Și 2 = 35 – raportul de transmisie al perechii melcate.

Forța axială în frână:

Momentul forței de frecare pe suprafețele discului:

Unde n = 2 – numărul de perechi de suprafețe de frecare:

f – coeficientul de frecare a suprafetelor de frecare, conform tabelului. P13. noi acceptam f = 0,15.

D mier – diametrul mediu al discurilor ;

Unde este diametrul interior al discurilor D V  d A , noi acceptam D V = 1000 mm;

diametrul exterior al discurilor este luat în limite D n = (1,2…1,6)∙D V =(1,2…1,6)∙100=120…160 mm, acceptăm D n = 150 mm.

Verificarea discurilor pentru presiunea specifică:

Unde [ q] = 1,5 MPa – presiunea specifică admisă a suprafețelor de frecare (Tabelul P13)

4. Calculul mecanismului de ridicare al palanelor acționate electric în condiții specificate.

Calculele palanului electric includ:

• 
  calculul și selecția frânghiei conform tabelelor GOST;
• 
  determinarea dimensiunilor principale ale tamburului;
• 
  calculul acționării palanului electric;
• 
  calculul angrenajelor închise pentru rezistența la tensiunile de contact și rezistența la încovoiere a dinților;
• 
  verificarea calculului motorului electric, calculul rezistenței suspensiei tamburului și cârligului;
• 
  selectarea și calculul unei frâne electromagnetice cu două blocuri;
• 
  calculul frânei de sarcină.

Exemplul 10. Calculați mecanismul de ridicare al unui palan electric cu o capacitate de încărcare de G = 32 kN. Înălțimea de ridicare H = 6 m, viteza de ridicare a sarcinii V 2 = 0,134 m/s. Scripete simplu (a=1) multiplicitate Și= 2. Tambur cu caneluri.

Date inițiale:

G = 32 kN – capacitatea de încărcare;

H = 6 m – înălțimea de ridicare a sarcinii;

V 2 = 0,134 m/s – viteza de ridicare a sarcinii

Q = 1 – numărul de ramuri înfășurate pe tambur;

Și= 2 – multiplicitatea scripetelui;

Suprafața tamburului are caneluri.

Soluţie

Alegerea frânghiei.

Presiune maximă de funcționare într-o ramură de frânghie:

Unde z= u∙ A=2∙1=2 – numărul de ramuri pe care este suspendată sarcina;

η P – eficienta scripetelui; conform tabelului P3 la u=2 pentru un scripete cu rulmenti de rulare η P = 0,99.

Forța de rupere proiectată:

Unde P La – factor de siguranță a cablului, pentru palan cu mașină conduce P La =6 (Tabelul P1). Conform GOST 2688-80, alegem o frânghie de tip LK-R (6x19+1 o.s.) cu forță de rupere F p . m . = 97 kN la puterea maximă δ V= 1960 MPa, diametrul cablului d La= 13 mm.

Factorul real de siguranță al frânghiei:

Cel mai mic diametru al tamburului de-a lungul fundului canelurii este determinat de formula Gosgortekhnadzor:

Unde P La– coeficient în funcție de tipul de mecanism pentru palanele electrice P La = 20 (Tabelul P4).

D b  (20-1)∙13  247 mm

Noi acceptam D b= 250 mm (Tabelul P8).

Numărul de spire de lucru ale frânghiei pe tambur

Lungimea tamburului l b = l p + l h ,

Unde l p – lungimea de lucru a tamburului, l p =(z p + z 0 ) t;

z 0 =1,5…2 – numărul de spire de frânghie de rezervă, acceptăm z 0 =1,5 bobina;

t – număr de spire, pentru tambur canelat t= d k +(2…3)=13+(2…3)=15… 16 mm, accept t= 15 mm;

l p =(14,5+1,5)∙15=240 mm;

l h – lungimea tamburului necesară pentru a asigura frânghia

l h=(3…4)∙15=45…60 mm, acceptăm l h = 50 mm.

Apoi, toată lungimea tamburului

l b =240+50=290 mm.

Cuplul static pe arborele tamburului la ridicarea unei sarcini

Unde η b – Eficiența tamburului , η b = 0,98…0,99, accept η b = 0,98.

Viteza de rotatie a tamburului:

Puterea nominală a motorului

Unde η m = η P ∙η b ∙η R – Eficiența mecanismului de ridicare;

η m = 0,99∙0,98∙0,9 = 0,87,

Aici η P = 0,99 – randament scripete

η b = 0,98 – randamentul tamburului;

η R = 0,9…0,95 – Eficiența cutiei de viteze, noi acceptam η R = 0,9

Selectăm un motor electric de tip 4A132S cu o putere de P e = 5,5 kW și o viteză de rotație sincronă de P e = 1000 rpm. Palanele electrice fabricate au unități de motoare electrice încorporate în tambur, formând o unitate de palan electric cu cutie de viteze cu motor.

Raportul de transmisie necesar

Cu această valoare a raportului de transmisie, este necesar să se adopte o cutie de viteze în două trepte.

Acceptăm raportul de transmisie al primei trepte Și 1 =8, atunci

și 2 = și r.r. : și 1 =51,3: 8=6,4.

Raportul de transmisie real

Și R = 8∙6,4=51,2

Viteza reală de urcare:

Calculul frânei.

Palanul este echipat cu două frâne. Pe arborele de mare viteză al cutiei de viteze este instalată o frână cu două blocuri cu un electromagnet, iar pe arborele de viteză mică este instalată o frână portantă.

Calculul frânei sabotului.

Determinăm cuplul de frânare folosind formula

T T =K T ∙T LA=1,25∙44,5=55,6 N∙m,

Unde LA T – factor de siguranță la frânare pentru mecanismul de ridicare palanele electrice cu două frâne K T = 1,25; T K = T 1 – cuplul nominal pe arborele de mare viteză:

Aici η h = 0,975 – randamentul transmisiei unei trepte.

Forța normală de presiune a plăcuțelor pe scripete de frână:

Unde f = 0,42 – coeficientul de frecare al curelei laminate pe fontă și oțel

D w = 160 mm – diametrul scripetei de frână. Determinăm forța arcului care acționează asupra fiecăreia dintre cele două pârghii:

Unde l 1 = 100 mm și l 2 = 235 mm – lungimi ale pârghiei, η = 0,95 – randamentul pârghiei sisteme.

Forța de deschidere:

Unde l 3 =105 mm – masa. P15.

Forța electromagnetului:

Unde G p = 4 N este greutatea pârghiei care conectează armătura electromagnetului de știftul de deschidere;

L = 225 mm și d = 15 mm – masă. P15.

Cursa electromagnetului:

În conformitate cu valoarea lui F m, electromagnetul de frână este selectat și reglat cu valoarea cursei h. Cea mai mare valoare a presiunii pe garniturile de frână din bandă laminată:

Aici l despre = 91 mm – lungime căptușeală;

V despre = 30 mm – lățimea căptușelii;

[ q] – presiunea specifică admisibilă pentru materialele de lucru suprafete conform tabelului P13, pentru bandă laminată pe fontă și oțel [ q] = 1,2 MPa.

Calculul frânei portante.

Conform tabelului P16 pentru o capacitate de încărcare dată a palanului G = 32 kN, selectați o frână cu disc portantă cu dimensiuni:

Filetul șurubului de frână este dreptunghiular, cu trei porniri, diametrul exterior al filetului d = 50 mm

Diametru filet interior d 1 = 38 mm;

Pas filet – t = 8 mm.

Diametrul mediu al discurilor D av = 92,5 mm. Unghiul spiralei filetului arborelui de frână cu trei porniri:

Unde z = 3 – numărul de începuturi de fir;

D 2 – diametru mediu filet

Forța axială care apare în timpul frânării și prinde inelele de frecare a frânei.

Unde T 2 este cuplul nominal pe arborele cutiei de viteze de viteză mică,

 = 2…3  - unghiul de frecare într-o pereche filetată atunci când funcționează într-o baie de ulei , noi acceptam  = 2 

f = 0,12 – coeficientul de frecare al benzii laminate pe oțel în ulei;

η – raza medie a filetului șurubului

Cuplul de frânare al frânei portante:

T 2T = f∙ F A ∙ R c ∙ n=0,12∙22070∙0,0925∙2=490 N∙m

Unde n=2 – numărul de perechi de suprafeţe de frecare.

Cuplul de frânare trebuie să îndeplinească următoarea condiție:

T 2T K T ∙T 2 1,25∙347=434 N∙m;

Т 2Т =490 > 434 N∙m

Prin urmare, condiția este îndeplinită.

LA T = 1,25 – factor de siguranță la frânare pentru a doua frână a palanului electric.

Fiabilitatea menținerii sarcinii în stare suspendată este asigurată prin respectarea următoarei dependențe:

f∙R c ∙n[η∙tg(α+)+f∙R c ]∙ η z 2 ;

f∙ R c ∙ n =0,12∙0,0925∙2=0,022.

0,022>0,015; acestea. condiția este îndeplinită.

Sarcina în mișcare în jos se va opri dacă:

0,0046
Verificarea filetului șurubului pentru colaps:

Aici z 1 = 4 este numărul de spire de filet care absorb sarcina.

Lucrarea practică nr. 3

Calculul unui transportor cu bandă în funcție de condițiile specificate.

Calculul unui transportor cu bandă include:

• 
  determinarea vitezei și lățimii benzii;

• 
  determinarea aproximativă a tensiunii benzii și a puterii firului;
• 
  calculul suporturilor de curele și role;
• 
  determinarea dimensiunilor tamburului;
• 
  calculul tracțiunii benzii transportoare;
• 
  clarificarea forței de tracțiune și a puterii stației de acționare, selectarea motorului electric și a cutiei de viteze.

Exemplul 11.

Calculați un transportor cu bandă cu o capacitate de Q = 240 t/h pentru transportul sulfului în vrac pe o distanță L = 80 m. Densitatea de încărcare  = 1,4 t/m 3, dimensiunea maximă a pieselor a  100 mm, unghiul de repaus al material în repaus  = 45°, unghiul de înclinare a transportorului față de orizontală = 15°. Banda transportoare este cauciucată, suprafața tamburului de antrenare este căptușită cu lemn. Unghiul de înfăşurare a tamburului de bandă  =180°. Acționarea este situată la capătul de cap al transportorului.

Date inițiale:

Q=240 t/h – productivitatea benzii transportoare;

L=80 m – lungimea transportorului;

=1,4 t/m 3 – densitatea materialului;

A  100 mm – dimensiunea maximă a pieselor;

 = 45° - unghi de repaus în repaus;

15° - unghiul de înclinare a transportorului față de orizont;

 =180° - unghiul de înfăşurare a tamburului cu bandă;

Material de transport – sulf cocoloși.

Orez. 1 Diagrama de proiectare a unui transportor cu bandă.

Pentru a obține cea mai mică lățime posibilă a curelei, adoptăm o formă canelată formată din trei role. Conform Tabelului A.18, pentru transportul materialelor de dimensiuni medii cu lățimea benzii propusă B = 500...800 mm, se acceptă viteza benzii V = 1,6 m/s.

Lățimea benzii canelate este determinată de formula:

Luăm lățimea benzii B = 650 mm = 0,65 m (Tabelul P 18), unde K  este un coeficient care ține cont de împrăștierea suplimentară a încărcăturii pe banda transportoare înclinată; la  20° - K  = 1, la  20° - K  = 0,95.

În cazul nostru = 15° K  = 1.

Verificarea lățimii centurii în funcție de nodulitatea încărcăturii

V k = 2,5∙a+200=2,5∙100+200=450 mm

Am ajuns de la B la  B, prin urmare, acceptăm în sfârșit B = 650 mm. Dacă se dovedește a fi B B k, atunci trebuie să luați lățimea B k din seria normală conform GOST 22644-77 (Tabelul P18).

Alegem o bandă de cauciuc din cureaua BKIL - 65, lățime B = 650 mm cu o limită de rezistență σ r. n. =65 N/mm iar numărul de garnituri z= 3...8 (Tabel P19).

Determinăm puterea de antrenare preliminară folosind formula:

P n =(0,00015∙Q∙L 2 +K 1 ∙L 2 ∙V+0,0027∙Q∙H) ∙K 2 ,

Unde L 2 este lungimea proiecției orizontale a transportorului,

L 2 =L∙cos=80∙cos15° =77,3 m,

H – înălțimea de ridicare a sarcinii, H= Lsin=80∙sin15° =20,7m

K 1 și K 2 sunt coeficienți în funcție de lățimea și lungimea benzii.

Conform tabelului P20 cu lățimea benzii B = 650 m K 1 = 0,020 și K 2 = 1 cu o lungime a coeficientului de peste 45 m.

Atunci, P n =(0,00015∙240∙77,3+0,02∙77,3∙1,6+0,0027∙240∙20,7) ∙1=18,67 kW

Determinăm forța de tracțiune preliminară:

kN.

Determinăm tensiunea maximă preliminară a benzii folosind formula:

Unde f este coeficientul de frecare dintre centură și tambur, în cazul nostru f = 0,35 (Tabelul A21).

α - 180° - unghiul de înfășurare a tamburului cu bandă.

Valorile lui e fα sunt date în tabelul A21.

Determinați numărul de distanțiere din bandă:

,

Unde K rp este factorul de siguranță al benzii conform tabelului. P 22, acceptăm K rp = 9,5 în propunerea ca numărul de garnituri să fie de 4...5.

Luăm z = 4. Grosimea căptușelilor de cauciuc pe partea de lucru este δ 1 = 4 mm, pe partea nefuncțională δ 2 = 1,5 mm (Tabelul P 23).

Densitatea liniară a benzii:

Unde δ = 1,4 mm este grosimea unui tampon textil (Tabelul A19).

Densitatea liniară medie a mărfurilor transportate:

kg/m

Densitatea liniară condiționată a rulmenților cu role. Cu lățimea benzii B = 650 mm, densitatea materialului transportat  = 1,4 t/m 3, viteza de deplasare până la V = 2 m/s, diametrul rolei D p = 89 mm (Tabelul A24). Pe ramura de lucru a transportorului, banda este susținută de suporturi de role canelate, formate din trei role, iar pe ramura de mers, banda este plată, susținută de suporturi de role, constând dintr-o rolă.

Distanța dintre suporturile de role de pe ramura de lucru a transportorului l p se determină conform tabelului. P25. La B = 650 mm și  = 0,81...1,6 t/m 3 l p = 1,3 m. Distanța dintre suporturile de role de pe ramura inferioară (în gol) se ia l x = 2∙ l p =2∙1.3=2, 6 m.

Greutatea suporturilor de role ale ramului de lucru (canelate)

Mf =10 V+7=10∙0,65+7=13,5 kg.

Densitatea liniară condiționată a rulmenților cu role canelate

kg/m.

Greutatea suporturilor de role pe o ramură inactivă (plată)

M n =10 V+3=10∙0,65+3=9,5 kg.

Densitatea liniară condiționată a rulmenților cu role plate ale ramului inactiv

kg/m.

Determinați dimensiunile tamburului.

Diametrul tamburului de antrenare D b =z∙(120…150) = 4 (120…1500) = =(480…600) mm. Conform GOST 22644 - 77 (Tabelul P26), acceptăm D b = 500 mm. Lungimea tamburului B 1 = B + 100 = 650 + 100 = 750 mm.

Pentru a preveni căderea benzii de pe tambur, aceasta are o săgeată convexă f n = 0,005B 1 = 0,005∙750 = 3,75 mm. Diametrul tamburului de tensionare
Acceptăm D n =320 mm (Tabelul P26).

Determinăm tensiunea benzii transportoare folosind metoda punct cu punct de prindere a conturului. Împărțim conturul benzii transportoare în patru secțiuni (Fig. 1). Tensiunea benzii la punctul 1 este luată ca valoare necunoscută. Apoi găsim tensiunea benzii în alte puncte prin tensiunea necunoscută la punctul 1:

Unde K wn = 0,022 este coeficientul de rezistență la rulare pentru rulmenții cu role plate.

Unde K σ N este coeficientul de rezistență pe tamburul de tensionare. Când unghiul de înfășurare al tamburului cu banda este α = 180°…240°. K σ N = 0,05...0,07, acceptăm K σ N = 0,05.

Unde K w w = 0,025 este coeficientul de rezistență la rulare al suporturilor canelate.

Când transmisia este situată la capătul capului transportorului, tensiunea din punctul 1 este egală cu tensiunea benzii care curge de pe tambur F 1 =F sb, iar tensiunea din punctul 4 este egală cu tensiunea benzii. care rulează pe tambur F 4 =F nb. Tensiunea curelei de rulare este determinată de formula lui Euler:

F nb =F cu ∙е fα sau F 4 =F 1 ∙е fα

Astfel: 1,05 F 1 +9,8= F 1 ∙3; 1,95∙F 1 =9,8.

Unde
kN

F2=F1 -1,43=5,03-1,43=3,6 kH; F 3 =1,05 ∙F 1 -1,5=1,05∙5,03-1,5=3,78 kH

F 4 =1,05F 1 +9,8=5,03∙1,05+9,8=15,1 kH

Verificăm căderea benzii între suporturile rolelor. Cea mai mare deformare a benzii pe partea de lucru a transportorului va fi la punctul 3. Trebuie îndeplinită următoarea condiție:

L max 

Deformare maximă:

L max =
m

Înclinarea admisibilă a benzii:

Condițiile de scădere sunt îndeplinite, deoarece l max =0,027

Determinăm forța de tracțiune specificată pe tamburul de antrenare:

F TY =F 4 -F 1 +F 4…1 =15,1-5,03+0,03(15,1+5,03)=10,7 kH

Unde F 4…1 =К σ n (F 4 +F 1),

Aici K σ n este coeficientul de rezistență pe tamburul de antrenare cu rulmenți, K σ n = 0,03…0,035

Acceptăm K σ n =0,03.

Puterea specificată a stației de acționare:

Unde K 3 =1,1...1,2 este coeficientul de aderență dintre bandă și tambur, luăm K 3 =1,1;

η=0,8…0,9 – eficiența globală a mecanismului de antrenare, luați η = 0,85

Conform catalogului (Tabelul P27), acceptăm un motor electric AC închis, cu cuplu de pornire crescut, tip 4A200M. Care are P = 22 kW, viteza de rotație n = 1000 rpm.

Dezvoltarea unei stații de conducere.

Viteza tamburului de antrenare:

rpm

Raport de transmisie:

Conform tabelului P10, în funcție de raportul de transmisie, puterea motorului electric și viteza de rotație, selectăm o cutie de viteze cu un raport de transmisie U = 16,3 tip Ts2-350, care transmite putere în regim de funcționare grea P r = 24,1 kW, viteza de rotație n r = 1000 rpm.

Viteza reală a curelei

Pentru a regla tensiunea curelei, o sarcină dispozitiv de întindere cu forta de tensiune.

Lungimea cursei tamburului întinzător

Lucrarea practică nr. 4

Calculul unui transportor vertical cu cupe (lift) în condiții date.

Elevatoarele cu cupe verticale sunt calculate în următoarea secvență:

1) Determinați parametrii principali ai ascensorului.

2) Calculați sarcini liniare.

3) Efectuați un calcul de tracțiune al ascensorului.

4) Determinați puterea necesară a motorului electric, conform cataloagelor

Selectați motorul electric și cutia de viteze.

Exemplul 12. Calculați un elevator cu cupe vertical cu o capacitate de Q = 30 t/h, destinat transportului de piatră concasată uscată obișnuită cu o densitate  = 1,5 t/m3 și o dimensiune medie ac = 30 mm până la o înălțime de H = 20 m.

Date inițiale:

Q = 30 t/h - productivitatea ascensorului;

ac = 30mm - dimensiunea medie a bucăților de material;

 = 1,5 t/m3 - densitatea materialului;

H = 20m - inaltimea de ridicare a sarcinii;

Material - piatră zdrobită uscată obișnuită.

Liftul este instalat într-o zonă deschisă.

Soluţie:

Conform tabelului P28 pentru transportul materialelor din piese mici (ac
Coeficient mediu găleți de umplere  = 0,8.

Pentru ascensoarele de mare viteză cu descărcare centrifugă, diametrul tamburului poate fi determinat conform formulei lui N.K. Fadeev:

dB0,204V = 0,204x1,6 = 0,52 m

Luăm diametrul tamburului de antrenare Db = 500 mm (Tabelul P26).

Viteza de rotatie a tamburului:

= 61 rpm

Distanța la pol:

m

Deoarece hn =0,24m
Determinați capacitatea liniară a găleților:

l/m.

Conform tabelului P29 selectează capacitatea liniară: 5 l/m

Volumul găleții io = 2l, pasul găleții tk = 400mm, lățimea găleții B = 250mm, lățimea curelei Bl = 300mm, găleata A = 140mm.

Verificăm întinderea găleții în funcție de dimensiunea materialului. Pentru marfa obisnuita ar trebui sa existe:

A > (2...2.5)ac = (2...2.5)30 = 60...75mm
Dacă este specificată o marfă clasificată, atunci trebuie îndeplinită următoarea condiție:

A > (4...5)ac.

Cu parametrii acceptați ai cupelor și viteza benzii V = 1,6 m/s, productivitatea specificată Q = 30 t/h este asigurată la factorul de umplere a cupei:

Sarcina utilă (greutatea liniară a sarcinii ridicate):

N/m

Q=qо+q2=132+51=183 N/m.

Calculul tracțiunii ascensorului se realizează folosind metoda bypass-ului conturului. În conformitate cu schema de calcul (Fig. 2), tensiunea cea mai scăzută ar trebui să fie așteptată la punctul 1. Tensiunea la punctul 1 este considerată o valoare necunoscută.

Tensiunea de la punctul 2, ținând cont de rezistența pe tamburul de retur și de preluarea sarcinii, este determinată de formula:

F2=KF1+Wzach=1,08F1+153,

unde K = 1,08 este coeficientul de creștere a tensiunii în cureaua cu găleți, cu flexi-

Baia de tambur este de obicei considerată a fi K = 1,08.

Wzach - rezistență la încărcătura de scooping.

Wzach=Kzachq2=351=153 N,

aici Kzach este coeficientul de scooping, exprimând munca specifică pentru

Cheltuit pentru a ridica încărcătura. La viteza cupei 1-1,25

M/s pentru mărfuri sub formă de pulbere și bucăți mici Kzach = 1,25...2,5;

Pentru mărfuri de dimensiuni medii Kzach = 2...4. La o viteză de conducere de 1,6

M/s acceptăm Kzach = 3.

Tensiune în ramura care se apropie (punctul 3):

Fн = F3 = F2 + qН = 1,08F1 + 153 + 18320 = F1 + 3813.

Tensiune în ramura de rulare la numărarea împotriva mișcării benzii (punctul 4):

Fc = F4 + q0 H = F1 + 132  20 = F1 + 2640.

Din teoria antrenării prin frecare avem:

Pentru un tambur de oțel cu umiditate ridicată (liftul este instalat într-o zonă deschisă), coeficientul de frecare este f = 0,1 și la  = 180 se obține e = 1,37 (Tabelul A21). Apoi:

F3
Rezolvând această ecuație, obținem: F1 = 676 N.

Pentru a asigura rezerva de aderență, luăm F1 = 1000 N, apoi:

F3 = Fн = 1,08F1 + 3813 = 1,08  1000 + 3813 = 4893 N,

F4 = Fc = F1 + 2640 = 1000 + 2640 = 3640 N.

Numărul necesar de garnituri în banda adoptată de tip BNKL-65 se găsește la р.n.= 65 N/mm (Tabel P19) și factorul de siguranță al benzii Kr.p. = 9,5 (Tabelul A22).

.

Ținând cont de slăbirea curelei de către șuruburi și de necesitatea de a fixa ferm gălețile de centură, lăsăm cureaua adoptată anterior cu z = 4.

Forța circumferențială asupra tamburului de antrenare ținând cont de pierderile pe acesta

Ft = (F3 - F4)K = (4893 - 3640)1,08 = 1353 N.

Determinați puterea stației de acționare:

kW,

unde K3 = 1,1...1,2 este coeficientul de aderență dintre bandă și tambur,

Acceptăm K3 = 1,2;

 = 0,8...0,9 - eficiența globală a mecanismului de antrenare, luăm  = 0,85.

Conform catalogului (Tabel P27), acceptam un motor electric AC de tip CHA112MB, care are P = 4 kW, viteza de rotatie n = 1000 rpm.

Raportul de transmisie necesar:

Conform tabelului P10, în funcție de raportul de transmisie, puterea motorului electric și viteza de rotație, selectăm o cutie de viteze cu u = 16,3, putere de transmisie în regim de funcționare grea Рр = 10,2 kW, viteza de rotație a arborelui de mare viteză nр = 1000 rpm, tip Ts2-250 .

Viteza reală a curelei:

Domnișoară.

Orez. 2. Diagrama de tensiune în cureaua ascensorului.

APLICAȚII

Tabelul P1

Factor de siguranță a frânghiein La

Tabelul P2

Factor de siguranță lanț nc

Tabelul P3

Eficiența blocurilor de scripete  n

Tabelul P4

Valoarea coeficientului minim admisibil e

Tabelul P5

Corzi tip LK-R 6x19 + 1 o.s. conform GOST 2688-80

în kN

Diametru Kanata dLa, mm	Rezistența temporară la tracțiune a materialului, fire de frânghie GV, MPa
	1470	1568	1764	1960
4,1	-	-	9,85	10,85
4,8	-	-	12,85	13,9
5,1	-	-	14,6	15,8
5,6	-	15,8	17,8	19,35
6,9	-	24	26,3	28,7
8,3	-	34,8	38,15	41,6
9,1	-	41,55	45,45	49,6
9,9	-	48,85	53,45	58,35
11	-	62,85	68,8	75,15
12	-	71,75	78,55	85,75
13	76,19	81,25	89	97
14	92,85	98,95	108	118
15	107	114,5	125,55	137
16,5	130	132	152	166
18	155	166	181,5	198
19,5	179,5	191	209	228
21	208	222	243,5	265,5

Slingurile din fibre vegetale și sintetice trebuie să fie fabricate cu un factor de siguranță de cel puțin 8.

ATENŢIE! În ciuda faptului că chingile sunt proiectate cu o marjă de siguranță, este inacceptabil să se depășească capacitatea de ridicare a sling-ului indicată pe etichetă.

Ce determină tensiunea ramurilor de praștie? La ce unghi dintre ramuri sunt proiectate slingurile?

Tensiunea S a ramului unei slinguri cu un singur picior este egală cu masa sarcinii Q (Fig. 3.13). tensiune Sîn fiecare ramură a unei sling cu mai multe ramuri se calculează folosind formula

S= Q/(n cos b),

Unde P- numărul de ramuri de praștie; cos b- cosinus al unghiului de înclinare a ramului praștii față de verticală.

Desigur, slingerul nu trebuie să determine sarcinile din ramurile sling-ului, dar trebuie să înțeleagă că Pe măsură ce unghiul dintre ramuri crește, tensiunea ramurilor sling crește. În fig. Figura 3.14 arată dependența tensiunii ramurilor unei praștii cu două picioare de unghiul dintre ele. Amintiți-vă, când transportați găleți cu apă, sarcina crește pe măsură ce vă întindeți brațele. Forța de tracțiune în fiecare ramură a unei curele cu două picioare va depăși masa încărcăturii dacă unghiul dintre ramuri depășește 120°.

Evident, odată cu creșterea unghiului dintre ramuri crește nu numai tensiunea ramurilor și probabilitatea ruperii lor, ci și componenta compresivă a tensiunii 5 SG (vezi Fig. 3.13), ceea ce poate duce la distrugerea sarcină.

ATENŢIE! Coarda de ramificație și curele de lanț sunt proiectate astfel încât unghiurile dintre ramuri să nu depășească 90°. Unghiul de proiectare pentru curele textile este de 120°.

La ce sunt folosite traversele? Ce modele transversale sunt utilizate pentru slingarea sarcinilor?

Traversele sunt dispozitive detașabile de manipulare a încărcăturii concepute pentru slingarea mărfurilor lungi și de dimensiuni mari. Acestea protejează sarcinile ridicate de forțele de compresiune care apar atunci când se utilizează chingi.

Conform designului lor, traversele sunt împărțite în plane și spațiale.

Planar traverse (Fig. 3.15, A) folosit pentru slingarea sarcinilor lungi. Partea principală a traversei este grinda 2, sau o ferme care suportă sarcini de încovoiere. Ramurile de frânghie sau lanț sunt suspendate de grindă 1.

Traverse cu capacitatea de a muta clipuri 4 de-a lungul fasciculului se numește universal (Fig. 3.15, b).În cuști sunt instalate blocuri de egalizare 5, care asigură distribuția uniformă a sarcinilor între ramurile traversei. S 1 = S 2. Din acest motiv, se numește o astfel de traversare balansare Blocurile de nivelare pot fi, de asemenea, utilizate în modelele de praștii de frânghie cu mai mult de trei ramuri.

Spațial traverse (Fig. 3.15, V) folosit pentru slingarea structurilor, mașinilor și echipamentelor tridimensionale.

Am brațe diferite ale echilibrantului traversare (Fig. 3.15, G) folosit pentru ridicarea sarcinilor cu două macarale, vă permite să distribuiți sarcinile între macarale proporțional cu capacitățile lor de ridicare.

Semne ale unei traverse defectuoase:

Ø absenta stampila 3 sau eticheta;

Ø fisuri (de obicei apar la suduri);

Ø deformarea grinzilor, barelor, cadrelor cu o deformare mai mare de 2 mm pe 1 m lungime;

Ø deteriorarea legăturilor de prindere și de legătură.

Ce tipuri de prindere există?

Mânerele sunt cele mai avansate și sigure dispozitive de manipulare a sarcinii, al căror avantaj principal este reducerea muncă manuală. Gripperele sunt folosite în cazurile în care este necesară mutarea sarcinilor de același tip. Datorită varietății mari de încărcături manipulate, există multe modele diferite de prindere disponibile. Cele mai multe dintre ele pot fi clasificate în unul dintre următoarele tipuri.

Purtate de căpușe mânere (Fig. 3.16, A)ține sarcina cu pârghii 1 pentru părțile sale proeminente.

Frecare prinderile țin sarcina datorită forțelor de frecare. Mânerele de frecare cu pârghie (Fig. 3.16, 6) prindeți sarcina folosind pârghii 1. Mânere de frecare pârghie-frânghie (Fig. 3.16, V) au frânghii 3 cu blocuri se folosesc la slingarea balotilor, balotilor.

ÎN excentric mânere (Fig. 3.16, G) partea principală este excentricul 4, care, la întoarcere, prinde fiabil materialele din tablă.

Există, de asemenea, dispozitive de manipulare a încărcăturii care asigură legare automată (fără participarea unui slinger) a încărcăturii.

Răspuns. Trebuie să existe cel puțin 5 cu o acționare a mașinii și cel puțin 3 cu o acționare manuală (clauza 3.4.7.3).

Întrebarea 132. În ce mod este permisă îmbinarea în lanț?

Răspuns. Permisă prin sudarea electrică sau forjată a legăturilor nou introduse sau prin utilizarea legăturilor de legătură speciale. După îmbinare, lanțul este inspectat și testat la sarcină în conformitate cu documentația (clauza 3.4.7.6).

Întrebarea 133. La ce se pot folosi frânghiile de cânepă?

Răspuns. Poate fi folosit pentru a face praștii. În acest caz, factorul de siguranță trebuie să fie de cel puțin 8 (clauza 3.4.8.1).

Întrebarea 134. Ce inscripții trebuie să fie pe etichetele (etichetele) care trebuie să fie furnizate cu frânghii, snururi și snururi?

Răspuns. Trebuie indicate numărul de inventar, capacitatea de încărcare admisă și data următoarei încercări (clauza 3.4.8.3).

Întrebarea 136. La ce ar trebui să fiți atenți când inspectați frânghiile?

Răspuns. Este necesar să se acorde atenție absenței putregaiului, arsurilor, mucegaiului, nodurilor, zdrobirii, loviturilor, rupturii, tăieturilor și altor defecte. Fiecare rotire a frânghiei trebuie să fie clar vizibilă, iar răsucirea trebuie să fie uniformă. Frânghiile de cânepă folosite pentru tiraj nu trebuie să aibă fire uzate sau îmbibate (clauza 3.4.8.9).

Întrebarea 137. În ce perioade trebuie inspectate frânghiile și cordoanele în timpul funcționării?

Răspuns. Trebuie inspectat la fiecare 10 zile (clauza 3.4.8.11).

Întrebarea 138. La ce sunt folosite ghearele monterului?

Răspuns. Proiectat pentru lucrari pe suporturi din lemn si lemn cu beton armat fiul vitreg al liniilor de transmisie si comunicatie, pe suporturi din beton armat ale liniilor electrice aeriene (OHT) 0,4-10 si 35 kV, precum si pe suporturi cilindrice din beton armat cu diametrul de 250 mm de linii electrice aeriene de 10 kV (clauza 3.5 .1).

Întrebarea 139. Care este durata de viață a ghearelor și găurilor de vizitare (cu excepția vârfurilor)?

Răspuns. Durata de viață este de 5 ani (clauza 3.5.12).

Întrebarea 140. Când sunt supuse ghearelor și căminelor testelor statice?

Răspuns. Ele sunt testate cel puțin o dată la 6 luni (clauza 3.5.16).

Întrebarea 141. Care ar trebui să fie masa centurii?

Răspuns. Nu trebuie să fie mai mare de 2,1 kg (clauza 4.1.7).

Întrebarea 142. Ce sarcină dinamică ar trebui să suporte centura?

Răspuns. Trebuie să reziste la sarcina care apare atunci când o sarcină cu greutatea de 100 kg cade de la o înălțime egală cu două lungimi de sling (drizză) (clauza 4.1.9).

Întrebarea 143. Din ce material ar trebui să fie fabricată slingul (driza) curelei pentru sudorii electrici și pe gaz și alți muncitori care efectuează lucrări la cald?

Răspuns. Ar trebui să fie făcut din frânghie sau lanț de oțel?

Întrebarea 144. În ce scop se folosesc dispozitivele de prindere cu frânghie de siguranță verticală?

Răspuns. Acestea sunt utilizate pentru a asigura siguranța lucrătorilor la urcarea și coborârea de-a lungul planurilor verticale și înclinate (mai mult de 75° față de orizontală) (clauza 4.3.1).

Întrebarea 145. Care este principiul de funcționare al prindetorului și al sistemului în ansamblu?

Răspuns. Atunci când un muncitor cade sub greutatea sa prin sistemul de curele de prindere, corpul dispozitivului de prindere se rotește, iar frânghia de siguranță este prinsă între camele mobile și staționare, blocând dispozitivul de prindere pe cablul de siguranță și împiedicând lucrătorul să coboare (clauza 4.3.3).

Întrebarea 146. În ce scopuri ar trebui folosite căștile?

Răspuns. Trebuie utilizat pentru a proteja capul lucrătorului de deteriorarea mecanică cauzată de obiectele căzute de sus sau de la ciocnirea cu elemente structurale și de altă natură, pentru protecție împotriva apei, șoc electric în timpul lucrului la înălțime în construcții, instalare, demontare, efectuarea de reparații, reglaje și alte lucrări. (clauza. 4.5.1).

Întrebarea 147: Ce ar trebui să ofere căștile?

Răspuns. Acestea trebuie să furnizeze o forță maximă transmisă la o energie nominală de impact de 50 J de cel mult 5 kN (500 kgf) pentru căștile din prima categorie de calitate și nu mai mult de 4,5 kN (450 kgf) pentru căștile de cea mai înaltă categorie de calitate ( clauza 4.5.3).

Întrebarea 148. În ce culori sunt disponibile carcasele căștii?

Răspuns. Disponibil în patru culori:

alb - pentru personalul de conducere, șefii de ateliere, secții, lucrătorii serviciului de protecție a muncii, inspectorii de stat ai organelor de supraveghere și control;

roșu - pentru maiștri, maiștri, muncitori ingineri și tehnici, mecanici șefi și ingineri șefi de putere;

galben și portocaliu - pentru lucrători și personalul de serviciu junior (clauza 4.5.6).

Întrebarea 149. Ce marcaje are fiecare cască?

Răspuns. Are următoarele marcaje:

în mijlocul părții superioare a vizierei căștii, numele căștii - „Builder” trebuie aplicat prin turnare;

pe interior viziera sau corpul prin turnare sau turnare trebuie aplicate: marca inregistrata a producatorului, denumirea standard, marimea casca, data productiei (luna, an) (clauza 4.5.16).

Întrebarea 150. Care este perioada de garanție pentru depozitarea și funcționarea căștilor?

Răspuns. Perioada de garanție este de 2 ani de la data fabricației (clauza 4.5.21).

Întrebarea 151. Ce dispozitive de siguranță ar trebui să aibă mașinile și echipamentele acționate mecanic?

Răspuns. Trebuie să aibă dispozitive de blocare cu pornire automată care să fie ușor accesibile și ușor de recunoscut de către operatorul dispozitivului de oprire de urgență. Părțile mobile periculoase trebuie să aibă apărătoare de protecție (clauza 5.1.4).

Întrebarea 152. Care sunt cerințele pentru cheile?

Răspuns. Cască chei trebuie să se potrivească cu dimensiunile piulițelor sau capetelor șuruburilor și să nu aibă crăpături sau spărturi. Nu este permisă extinderea cheilor cu pârghii care nu sunt proiectate să funcționeze cu o pârghie crescută (clauza 5.2.10).

Întrebarea 153. Ce fel de mănuși ar trebui furnizate lucrătorilor care lucrează cu ajutorul manualului scule pneumatice impact sau acțiune de rotație?

Răspuns. Acestea trebuie să fie prevăzute cu mănuși cu un tampon anti-vibrații pe partea palmei (clauza 5.3.6).

Întrebarea 154. La ce tensiune ar trebui folosită o unealtă manuală electrificată?

Răspuns. Trebuie utilizat, de regulă, pentru tensiuni nu mai mari de 42 V. Corpul sculelor electrificate de mână din clasa I (cu tensiuni mai mari de 42 V, fără izolație dublă) trebuie să fie împământat (puns la zero) (clauza 5.4.1). ).

Întrebarea 155. Cine are voie să lucreze cu unelte de mână electrificate?

Răspuns. Sunt permise persoanele cu vârsta de cel puțin 18 ani care au urmat o pregătire specială, au promovat examenul corespunzător și au consemnat acest lucru în certificatul de securitate a muncii (clauza 5.4.6).

Întrebarea 156. Ce ar trebui să aibă o unealtă pirotehnică de mână?

Răspuns. Trebuie avut:

dispozitiv de protecție sau ecran;

un dispozitiv care protejează împotriva împușcării accidentale;

un dispozitiv care protejează împotriva unei împușcături dacă duza pistolului nu se sprijină pe suprafața de lucru (clauza 5.5.2).

Întrebarea 157. Cine are voie să lucreze cu unelte pirotehnice de mână?

Răspuns. Sunt permise lucrătorilor instruiți în utilizarea în siguranță a acestuia (clauza 5.5.7).

Întrebarea 158. Ce angajați au voie muncă independentă cu un instrument pirotehnic de mână de tip piston?

Răspuns. Sunt permisi angajații care au cel puțin 18 ani, au lucrat în organizație de cel puțin 1 an, au calificări de cel puțin a treia categorie, au urmat un curs de formare conform unui program aprobat, au promovat examenele comisiei de calificare și au primit un certificat pentru dreptul de a lucra cu unelte pirotehnice de mână de tip piston (clauza 5.5.10).

Întrebarea 159. Cine ar trebui să aibă un certificat pentru dreptul de a supraveghea munca cu instrumente pirotehnice de mână?

Răspuns. Trebuie să existe maiștri, maiștri, mecanici și alți specialiști asociați cu operarea acestui instrument, care trebuie să urmeze un curs de pregătire conform programului pentru specialiști și să primească o adeverință pentru dreptul de a supraveghea aceste lucrări (clauza 5.5.11).

Întrebarea 160. Ce ar trebui să primească un angajat căruia i se permite să lucreze independent cu un instrument pirotehnic de mână (operator) înainte de a începe lucrul?

Răspuns. Ar trebui să primească:

permis de munca pentru dreptul de a presta munca;

instrument pirotehnic;

cartușe (nu mai mult decât norma stabilită);

echipament individual de protecție (cască de protecție, căști pentru urechi, protecție pentru față, mănuși de piele sau mănuși) (clauza 5.5.12).

Problemele 81-90

Calculați un ascensor cu cupe vertical cu productivitate Q concepute pentru transportul materialului cu densitate în vrac r, mărime medie ACu la inaltime N. Liftul este instalat într-o zonă deschisă.

Selectați datele inițiale pentru rezolvarea problemei din tabelul 5.

Tabelul 5

Sarcina nr.	Q, t/h		r, t/m3	ACu, mm	Material transportat
					Argilă uscată
					Flotația cu pirita
					sulf bulgăre
					Nisip uscat
					Calcar
					Cretă zdrobită
					Cenușă uscată
					Bauxita zdrobita

Orientări: , p. 216...218, exemplul 12.

Ghid pentru efectuarea lucrărilor practice

Lucrarea practică nr. 1

Selecție de frânghii și lanțuri de oțel, blocuri, pinioane și tamburi.

1. Selecția de frânghii și lanțuri de oțel .

Calculul precis al cablurilor, al lanțurilor sudate și cu plăci, datorită distribuției neuniforme a tensiunii, este foarte dificil. Prin urmare, calculul lor se efectuează conform standardelor Gosgortekhnadzor.

Corzile și lanțurile sunt selectate conform GOST în conformitate cu raportul:

FR£ FR.m

Unde FR.m- forta de rupere a frânghiei (lantului), luata conform tabelelor

standardele GOST relevante pentru frânghii (lanțuri);

FR- forța de rupere calculată a frânghiei (lanțului), determinată de

Fp =FmOh· n,

Unde n- factor de siguranță luat conform Pra-

furci de Gosgortekhnadzor în funcție de scopul frânghiei și

modul de funcționare al mecanismului. Semnificația sa pentru frânghii și lanțuri nk

nc sunt date în tabelele P1 și P2.

FmOh- forța maximă de lucru a ramurilor de frânghie (lanț):

Fmax =G/zhn, kN,

Aici G- greutatea sarcinii, kN;

z- numărul de ramuri ale frânghiei (lanţului) pe care este suspendată sarcina;

hn- randamentul scripetelor (Tabel P3).

Numărul de ramuri de frânghie pe care este suspendată sarcina este egal cu:

z = u · A ,

Unde A- numărul de ramuri înfășurate pe tambur. Pentru simplu (unul

narny) palan cu lanț A= 1, iar pentru dublu A = 2;

u- multiplicitatea scripetelui.

Pe baza valorii forței de rupere obținute FR din starea FR£ FR.m

Selectăm dimensiunile frânghiei (lanțului) folosind tabelele GOST.

Exemplul 1. Selectați o frânghie pentru mecanismul de ridicare a unui rulant cu capacitate de ridicare G= 200 kN. Înălțimea de ridicare a sarcinii N= 8m. Mod de operare – usor (duty duty = 15%). Scripete multiplicator dublu u= 4.

Date inițiale:

G= 200 kN – greutatea sarcinii care se ridică;

N= 8m – înălțimea de ridicare a sarcinii;

Mod de funcționare – ușor (duty duty = 15%);

A= 2 – numărul de ramuri înfășurate pe tambur;

u= 4 – multiplicitatea scripetelui.

Forța maximă de lucru a unei ramuri de frânghie:

Fmax =G/zhn= 200/ 8 0,97 = 25,8 kN,

Unde z =u· A= 4 · 2 = 8 – numărul de ramuri pe care este suspendată sarcina;

hn- Eficienta blocului de scripete, conform tabelului. P3 la u= 4 pentru un scripete cu rulment

rulare porecla hn= 0,97 Forța de rupere proiectată: Fp =FmOh· nLa= 5 25,8 = 129 kN,

Unde nLa– factorul de siguranță al cablului, pentru o macara cu mașină

conduceți în modul de funcționare ușor nLa= 5 (Tabelul P1).

Conform GOST 2688-80 (Tabelul P5), selectăm o frânghie de tip LK - R 6x19+1 o. Cu. cu forta de rupere FR.m. = 130 kN la puterea maximă GV= 1470 MPa, diametrul cablului dLa= 16,5 mm. Factorul real de siguranță al frânghiei:

nf =FR.m. · z· hn/G= 130 · 8 · 0,97/200 = 5,04 > nLa = 5,

Prin urmare, frânghia selectată este potrivită.

Exemplul 2. Selectați un lanț calibrat sudat pentru un palan manual cu o capacitate de încărcare G= 25 kN. Multiplicarea palanului cu lanț u= 2 (scripeți simplu).

Date inițiale:

G= 25 kN – capacitatea de ridicare a palanului;

u= 2 – multiplicitatea scripetelui;

A= 1 – palan simplu cu lanț.

Fmax =G/zhb= 25/2 0,96 = 13 kN,

Unde z =u· A= 2 · 1 = 2 – numărul de ramuri pe care este suspendată sarcina;

hb= 0,96 - randamentul blocului de lant. Forța de rupere proiectată: Fp =FmOh· nts= 3 13 = 39 kN,

Unde nts– factorul de siguranță al lanțului, pentru sudate calibrate

lanțuri acționate manual nts= 3 (Tabelul P2).

Conform tabelului P6, selectăm un lanț calibrat sudat cu forță de rupere FR.m. = 40 kN, al cărui diametru bară dts= 10 mm, lungimea interioară a lanțului (pas) t= 28 mm, latimea verigii ÎN= 34 mm.

Factorul real de siguranță:

nf =FR.m. · z· hn/G= 40 · 2 · 0,96/25 = 3,1 > nts= 3.

Lanțul selectat este potrivit.

Exemplul 3. Selectați un lanț pentru plăci de încărcare pentru un mecanism de ridicare acționat de mașină cu o capacitate de ridicare G= 30 kN. Sarcina este suspendată pe două ramuri ( z = 2).

Date inițiale:

G= 30 kN – greutatea sarcinii care se ridică;

z= 2 – numărul de ramuri pe care este suspendată sarcina.

Forța maximă de funcționare a unei ramuri de lanț:

Fmah =G/zhsunet= 30/2 0,96 = 15,6 kN,

Unde hsunet= 0,96 - randamentul pinionului.

Forța de rupere proiectată: Fp =FmOh· nts= 5 15,6 = 78 kN,

Unde nts– factor de siguranță al lanțului, pentru un lanț cu plăci cu

condus de mașină nts= 5 (Tabelul P2).

Conform tabelului P7, acceptăm un lanț cu o forță distructivă FR.m. = 80 kN, al cărui pas t= 40 mm grosime plăci S= 3 mm latime placa h= 60 mm, număr de plăci într-o verigă de lanț n= 4, diametrul părții mijlocii a rolei d= 14 mm, diametrul gâtului rolei d1 = 11 mm, lungime rola V= 59 mm.

Factorul real de siguranță:

nf =FR.m. · z· hn/G= 80 · 2 · 0,96/30 = 5,12 > nts= 5.

Lanțul selectat este potrivit.

2. Calcul de blocuri, stele și tobe.

Diametrul minim admisibil al blocului (tamburului) de-a lungul fundului pârâului (canelura) este determinat conform standardelor Gosgortekhnadzor:

Db³ (e – 1)dLa, mm

Unde e- coeficient în funcție de tipul mecanismului și modul de funcționare, dvs

selectate conform datelor de reglementare ale Regulilor Gosgortekhnadzor

(Tabelul P4);

dLa- diametrul cablului, mm.

Dimensiunile blocurilor sunt normalizate.

Diametrul blocului (tamburului) pentru lanțurile sudate necalibrate este determinat de rapoartele:

pentru mecanisme actionate manual Db³ 20 dts;

pentru mecanisme acționate de mașini Db³ 30 dts;

Unde dts- diametrul barei de otel din care este realizat lantul.

Diametrul cercului inițial al pinionului pentru un lanț calibrat sudat (diametrul de-a lungul axei tijei din care este făcut lanțul) este determinat de formula:

Dn. O. = t/ sin 90° /z, mm

Unde t- lungimea interioara a verigii lantului (pasul lantului), mm;

z- numărul de sloturi pe stea, acceptat z³ 6.

Se determină diametrul cercului inițial al pinionului pentru un lanț de frunze

se calculează după formula:

Dn. O. = t/ sin 180° /z, mm

Unde t- pas lanț, mm;

z- numărul dinților pinionului, luat z³ 6.

Tamburele de frânghie se folosesc cu înfășurare cu un singur strat și cu mai multe straturi, cu o suprafață netedă și cu filet de șurub pe suprafața carcasei, cu înfășurare de frânghie unilaterală și dublă.

Diametrul tamburului, precum și diametrul blocului, sunt determinate în conformitate cu Regulile Gosgortekhnadzor:

Db³ (e – 1)dLa, mm.

Lungimea tamburului pentru înfășurarea cablului cu două fețe este determinată de formula:

și cu înfășurare unilaterală:

https://pandia.ru/text/78/506/images/image005_7.png" width="124" height="32 src=">,

Unde z– numărul de spire de lucru ale frânghiei;

https://pandia.ru/text/78/506/images/image007_5.png" width="18" height="23 src=">,

Unde b– distanța dintre axele fluxurilor blocurilor exterioare se ia conform tabelului P8;

hmin– distanta dintre axele tamburului si axa blocurilor in pozitia cea mai sus;

Unghiul de abatere admisibil al ramului de frânghie care trece pe tambur de la poziția verticală este = 4...6°.

Grosimea peretelui tamburului poate fi determinată din starea de rezistență la compresiune:

https://pandia.ru/text/78/506/images/image009_4.png" width="48" height="29"> - efortul de compresiune admisibil, Pa, în calcule se iau următoarele:

80MPa pentru fontă C4 15-32;

100MPa pentru oțeluri 25L și 35L;

110MPa pentru oțelurile St3 și St5.

Pentru tobe turnate, grosimea peretelui poate fi determinată folosind formule empirice:

pentru tobe din fontă https://pandia.ru/text/78/506/images/image010_1.png" width="26" height="25 src=">= 0,01 db+3 mm, apoi verificați-l pentru compresie. Ar trebui să fie:

https://pandia.ru/text/78/506/images/image012_2.png" width="204" height="72"> mm

Unde t=28 mm – lungimea interioara a verigii lantului (pas);

z 6 – număr de sloturi pe bloc (asterisc), acceptăm z=10.

Exemplul 5. Folosind datele din Exemplul 3, determinați diametrul cercului inițial al pinionului.

Diametrul cercului de pornire al pinionului

mm,

Unde t=40 mm – pas lanț;

z 6 – numărul dinților pinionului, acceptați z=10.

Exemplul 6. Determinați dimensiunile principale ale unui tambur din fontă conform exemplului 1..png" width="156 height=44" height="44">, mm

Unde dk= 16,5 mm – diametru frânghie;

e– coeficient în funcție de tipul mecanismului și modul de funcționare, pentru macarale cu antrenare a mașinii în regim de funcționare ușor e=20 (Tabelul P4)

db=(20-1)∙16,5=313,5 mm, luăm valoarea diametrului tamburului din intervalul normal db=320 mm (Tabelul P8).

Determinați lungimea tamburului. Tambur cu tăiere pe două fețe. Lungimea de lucru a unei jumătăți a tamburului este determinată de formula:

mm

Unde t– pasul virajelor, pentru un tambur cu caneluri

t=dк+(2…3)=16,5+(2…3)=(18,5…19,5) mm, acceptați t= 19 mm;

zo=1,5…2 – numărul de spire de frânghie de rezervă, acceptăm zo=2 ture;

zр– numărul de spire de lucru ale frânghiei

https://pandia.ru/text/78/506/images/image019_0.png" width="210 height=36" height="36"> mm

Lungimea totală a tamburului:

Livre=2(lp+l3)+lo, mm,

Unde l3– lungimea tamburului necesară pentru fixarea funiei;

https://pandia.ru/text/78/506/images/image022_0.png" width="16" height="15">=4-6° - unghiul de abatere admisibil al ramului de frânghie care se apropie de tambur de la pozitia verticala, acceptam = 6°.

l0=200-2∙4/80∙tg6°=99,1 mm

noi acceptam l0=100 mm.

Astfel, lungimea totală a tamburului

livre=2(608+60)+100=1436 mm, accept

livre=1440 mm = 1,44 m

Grosimea peretelui tamburului este determinată de formula:

https://pandia.ru/text/78/506/images/image024_0.png" width="47 height=19" height="19">mm.

Grosimea peretelui tamburului turnat trebuie să fie de cel puțin 12 mm.

Lucrarea practică nr. 2

Calculul troliilor și mecanismelor de ridicare a palanelor cu acționări manuale și electrice în funcție de condițiile specificate.

1. Calculul troliilor manuale

secvență de calcul pentru un troliu manual.

1) Selectați o schemă de suspensie a sarcinii (fără palan cu lanț sau cu palan cu lanț).

2) Selectați o frânghie în funcție de capacitatea de încărcare dată.

3) Determinați dimensiunile principale ale tamburului și blocurilor.

4) Determinați momentul de rezistență pe arborele tamburului din greutatea sarcinii Ts iar momentul pe axul mânerului creat de forţa lucrătorului Tr.

Moment de rezistență din greutatea sarcinii

N∙ m,

Unde Fmax- forta de lucru maxima in ramura de frânghie, N; db– diametrul tamburului, m.

Moment pe axul mânerului:

N∙m,

Unde RR– efortul unui muncitor, este acceptat

RR=100…300 N

n– Numărul de lucrători;

https://pandia.ru/text/78/506/images/image001_21.png" width="15" height="17 src=">.png" width="80 height=48" height="48">

Unde η – Eficiența troliului.

6) Calculați roți dințate și arbori deschise (metoda de calcul a acestora a fost studiată în secțiunea „Piese de mașini” a subiectului „Mecanica tehnică”).

7) Determinați dimensiunile principale ale mânerului. Diametrul tijei mânerului este determinat din condiția de rezistență la încovoiere:

m,

Unde l1– lungimea axului mânerului, luată l1=200…250 mm pentru un muncitor și l1=400…500 mm pentru doi muncitori;

https://pandia.ru/text/78/506/images/image029_1.png" width="29" height="23 src=">=(60...80) MPa=(60...80) ∙106Pa.

Grosimea mânerului în secțiunea periculoasă este calculată pentru acțiunea combinată de îndoire și torsiune:

Lățimea mânerului este luată egală cu

Unde G- capacitatea de ridicare a troliului, kN;

Vр- se ia de obicei viteza periferica a manetei de antrenare

Vр=50...60 m/min.

Exemplul 7. Calculați mecanismul de ridicare al unui troliu manual conceput pentru a ridica o sarcină de cântărire G= 15 kN pe înălțime N= 30m. Numărul de muncitori n=2. Eficiența troliului h=0,8. Suprafața tamburului este netedă, numărul de straturi de frânghie se înfășoară pe tambur m=2. Multiplicarea palanului cu lanț u=2. Scripete simplu ( A=1).

Date inițiale:

G=15kN - greutatea sarcinii care se ridică;

N=10m - inaltimea de ridicare a sarcinii;

n=2 - numărul de muncitori;

h=0,8 - randament troliu;

m=2 - numărul de straturi de frânghie înfășurate pe tambur;

suprafața tamburului este netedă;

u=2 - multiplicitatea scripetelui;

A=1 - numărul de ramuri înfășurate pe tambur.

Selectarea frânghiei.

Forța maximă de lucru într-o ramură de frânghie:

Fmax= 15/2×0,99=7,6 kN,

Unde z=u×a= 2 - numărul de ramuri de care atârnă sarcina;

Eficiența scripetelui conform tabelului. P3 pentru palan cu lanț multiplic u=2 pe rulmenți 0,99.

Forța de rupere proiectată:

Fp=nk× Fmax=5,5×7,6=41,8 kN,

Unde nLa- factorul de siguranță al frânghiei, pentru un troliu de marfă acţionat manual nLa=5,5 (Tabelul P1).

Conform GOST 26.88-80 (Tabelul P5), selectăm o frânghie de tip LK-R 6x19 + 1 o. Cu. cu forta de rupere Fp.m.= 45,45 kN la rezistență la tracțiune 1764 MPa, diametrul cablului dLa=9,1 mm.

Factorul real de siguranță al frânghiei:

nf =Fр.m. ·z hn/G = 45,45 2 0,99/15 = 6 > nLa = 5,5.

Determinarea dimensiunilor principale ale tamburului.

Diametrul minim admisibil al tamburului:

db ³ ( e– 1)nu, mm

Unde e- coeficient in functie de tipul mecanismului si modul de functionare, pt

trolii manuale pentru marfa e=12 (Tabelul P4);

dk- diametrul cablului, mm, apoi

db³ (12 – 1)9,1=100,1mm

Acceptăm din seria normală db=160 mm (Tabelul P8).

Lungimea de lucru a tamburului pentru înfășurarea cablului cu mai multe straturi este determinată de formula:

Unde t – pasul virajelor, pentru un tambur neted ; t= dk=9.81 mm ;

Lk – lungimea cablului, excluzând turele de rezervă

Lk=H∙u=30∙2=60m

Tambur de lungime completă cu înfășurare pe o singură față

lb= lR+ lV+ lh,

Unde lb=(1,5…2)∙ t– lungimea tamburului necesară pentru turele de rezervă ,

lb=(1,5…2)∙9,81=13,65…18,2 mm ,

noi acceptam lb=18 mm

lh – lungimea tamburului necesară pentru a asigura frânghia

3.4.7.1. Lanțurile de frunze utilizate ca lanțuri de marfă trebuie să respecte cerințele GOST 191-82 și GOST 588-81.

3.4.7.2. Lanțurile sudate și ștanțate utilizate ca lanțuri de marfă și pentru fabricarea chingilor trebuie să respecte cerințele TU 12.0173856.015-88.

3.4.7.3. Factorul de siguranță al lanțurilor de plăci utilizate la mașinile de ridicat trebuie să fie de cel puțin 5 cu o acționare a mașinii și de cel puțin 3 cu o acționare manuală.

3.4.7.4. Factorul de siguranță al lanțurilor de sarcină sudate și ștanțate și al lanțurilor pentru curele nu trebuie să fie mai mic decât cel specificat în documentație.

3.4.7.5. Respingere curele de lanț se realizează în conformitate cu Regulile pentru proiectarea și funcționarea în siguranță a macaralelor de ridicare a sarcinii.

3.4.7.6. Îmbinarea lanțurilor este permisă prin sudarea electrică sau forjată a legăturilor nou introduse sau prin utilizarea legăturilor speciale de legătură. După îmbinare, lanțul este inspectat și testat la sarcină în conformitate cu documentația.

3.4.7.7. Lanțurile utilizate la mașinile de ridicat și pentru fabricarea curelelor sunt însoțite de un certificat de la producător care confirmă testarea lor în conformitate cu cerințele standardului de stat conform căruia sunt fabricate.

3.4.7.8. În lipsa certificatului specificat, se testează un eșantion de lanț pentru a determina sarcina de rupere și a verifica conformitatea dimensiunilor cu standardul de stat.

3.4.8. Cerințe de siguranță pentru frânghii și corzi

din fibre vegetale și sintetice

3.4.8.1. Corzile de cânepă pot fi folosite pentru a face slinguri. În acest caz, factorul de siguranță trebuie să fie de cel puțin 8.

Corzile de cânepă trebuie să respecte cerințele GOST 30055-93.

3.4.8.2. În timpul lucrărilor de tachelaj, pe lângă frânghiile specificate, pot fi utilizate frânghii de sisal și nailon - în conformitate cu GOST 30055-93, funii - în conformitate cu GOST 1868-88.

3.4.8.3. Corzile, snururile și frânghiile folosite la fabricarea chingilor și în timpul lucrărilor de tachelaj trebuie să fie echipate cu etichete (etichete) pe care trebuie să fie indicate numărul de inventar, capacitatea de încărcare admisă și data următoarei încercări.

3.4.8.4. Corzile și corzile care nu sunt prevăzute cu pașapoarte trebuie supuse unei examinări tehnice înainte de utilizare, precum și periodic cel puțin o dată la 6 luni, inclusiv inspecție și testare cu evidența acestui lucru în Jurnalul de înregistrare și inspecție a slingurilor.

3.4.8.5. Pentru lucrul în încăperi uscate, se recomandă utilizarea frânghiilor albe, care au o rezistență mare, dar se prăbușesc rapid sub influența umidității. Pentru lucrul în condiții de umiditate ridicată sau variabilă se recomandă frânghii impregnate sau frânghii din fibre sintetice.

3.4.8.6. Corzile și corzile trebuie depozitate în încăperi închise, uscate, ferite de lumina directă a soarelui, ulei, benzină, kerosen și alți solvenți, în stare suspendată sau pe rafturi de lemn la o distanță de cel puțin 1 m de aparatele de încălzire.

3.4.8.7. Capetele cablurilor, dacă nu sunt folosite pentru legarea sarcinilor, trebuie să fie echipate cu degetare, capse și alte dispozitive de manipulare a sarcinii.

3.4.8.8. Posibilitatea și condițiile de utilizare a slingurilor din materiale sintetice și vegetale sunt stabilite de organizația care utilizează astfel de chingi.

Trebuie elaborate specificații pentru calcularea, fabricarea, testarea și respingerea acestor chingi.

3.4.8.9. La inspectarea frânghiilor, este necesar să se acorde atenție absenței putregaiului, arsurilor, mucegaiului, nodurilor, uzării, riduri, rupturi, tăieturi și alte defecte. Fiecare rotire a frânghiei trebuie să fie clar vizibilă, iar răsucirea trebuie să fie uniformă.

Frânghiile de cânepă folosite pentru întărire nu trebuie să aibă fire uzate sau înmuiate.

3.4.8.10. Dacă rezultatele inspecției sunt satisfăcătoare, testele statice ale cablului trebuie efectuate cu o sarcină de două ori mai mare decât sarcina de lucru admisă, menținută timp de 10 minute.

3.4.8.11. În timpul funcționării, cablurile și corzile trebuie inspectate la fiecare 10 zile. Pentru a asigura siguranța, sarcina de lucru permisă pe frânghii și cabluri trebuie redusă în conformitate cu rezultatele testelor de rezistență obținute în timpul inspecției tehnice.

3.4.8.12. Înregistrarea, data și rezultatele examinărilor și inspecțiilor tehnice ale frânghiilor, cordurilor și frânghiilor trebuie să fie reflectate în Jurnalul de înregistrare și inspecție a curelelor.