Fattore di sicurezza consentito per catene a rulli. Calcolo delle catene saldate e a piastre Come è consentita la giunzione delle catene

§ 8. Requisiti di sicurezza per macchine e meccanismi di sollevamento e trasporto.

Funi e catene per macchine di sollevamento. Fattore di sicurezza delle corde di ancoraggio.

Nel calcolare le parti più importanti delle macchine e delle funi di sollevamento, viene preso in considerazione un ampio margine di sicurezza.

Funi e catene- le parti più critiche meccanismi di sollevamento. Le modalità di fissaggio delle estremità delle funi sono riportate nelle istruzioni fornite con l'attrezzatura. Le funi metalliche di carico, braccio, strallate, portanti e di trazione vengono controllate mediante calcolo prima dell'installazione su una macchina di sollevamento:

dove k è il fattore di sicurezza; P - forza di rottura della fune (accettata secondo GOST), N; S - tensione massima del ramo di fune (escluso carichi dinamici), N.

La tensione delle funi di sollevamento in acciaio dipende dal numero di rami e dal loro angolo di inclinazione rispetto alla verticale (Fig. 117). Il fattore di sicurezza più basso per alcuni tipi di funi è riportato nella tabella. 38.

Riso. 117. Variazioni della sollecitazione delle corde e del carico ammissibile in base all'angolo tra i rami della corda

Tabella 38

Il calcolo viene eseguito secondo la formula

Il fattore di sicurezza delle funi di sollevamento con ganci, anelli o orecchini alle estremità è accettato non inferiore a 6. Se in una fune di sollevamento si rompe più del 10% dei fili per fase di posa, l'intera fune viene scartata e non vengono effettuate giunzioni. consentito.

Il fattore di sicurezza per le catene saldate viene selezionato da 3 a 9 a seconda del tipo e dello scopo della catena e del tipo di trasmissione. Se le maglie della catena sono usurate più del 10% del loro diametro originale (spessore della catena), la catena non può essere utilizzata.

Il diametro della fune d'acciaio dipende dal diametro del tamburo o del blocco su cui gira ed è di grande importanza per garantirne la resistenza all'usura.

dove D è il diametro del tamburo o del blocco, misurato lungo il fondo della scanalatura, mm; d - diametro della fune, mm; e è un coefficiente dipendente dal tipo di macchina di sollevamento e dalla sua modalità operativa, avente un valore compreso tra 16 e 30.

Funi d'acciaio- sono un elemento critico di una macchina di sollevamento e il loro stato richiede un monitoraggio costante. Le funi d'acciaio vengono scartate in base al numero di rotture del filo lungo la lunghezza di una fase di posa. Il passo di avvolgimento è determinato dalla linea longitudinale della superficie della fune; è pari alla distanza alla quale è steso il numero di trefoli presenti nella sezione della fune. Per le corde multitrefolo che hanno trefoli negli strati interno ed esterno, i trefoli vengono contati in base al numero di trefoli nello strato esterno.

Il rigetto delle funi viene effettuato secondo i seguenti criteri riportati in tabella. 39.

Tabella 39

Le funi di macchine di sollevamento destinate al sollevamento di persone, nonché al trasporto di metalli fusi o caldi, acidi, esplosivi, sostanze infiammabili o tossiche, vengono rifiutate se il numero di rotture del filo in una fase di posa è pari alla metà di quello indicato nella tabella. 39.

Con l'usura superficiale della fune o la corrosione dei fili, il loro numero in fase di posa come segno di rigetto diminuisce (Tabella 40).

Tabella 40

Se i fili della fune sono usurati o corrosi, raggiungendo il 40% o più del loro diametro originale, nonché se viene rilevato un trefolo strappato, la fune viene scartata.

Quando si utilizza una catena saldata, viene preso il diametro del tamburo o del blocco: per le macchine di sollevamento manuali - almeno 20 volte lo spessore della catena e per la trasmissione della macchina - almeno 30 volte lo spessore della catena. Quando si utilizza un pignone, le catene calibrate e a foglia saldate devono essere completamente in presa simultanea con almeno due denti del pignone.

Lavoro pratico n. 1

Selezione di funi e catene in acciaio, bozzelli, ruote dentate e tamburi.

1. 
   Selezione di funi e catene in acciaio.

Il calcolo accurato di funi, catene saldate e a piastre, a causa della distribuzione non uniforme delle sollecitazioni, è molto difficile. Pertanto, il loro calcolo viene effettuato secondo gli standard di Gosgortekhnadzor.

Funi e catene sono selezionate secondo GOST in base al rapporto:

Fr  Fр.m

Dove FR.M- forza di rottura della fune (catena), rilevata secondo le tabelle

Norme GOST pertinenti per funi (catene);

FR- forza di rottura calcolata della fune (catena), determinata da

Formula:

Fð = Fmax · n,

Dove N- fattore di sicurezza preso secondo Pra-

Passo Gosgortekhnadzor a seconda dello scopo della corda e

Modalità di funzionamento del meccanismo. Il suo significato per funi e catene nk

Nc sono riportati nelle tabelle P1 e P2.

FMOH- forza massima di lavoro del ramo di fune (catena):

FMah =G/ z ·  N,kN,

Qui G - peso del carico, kN;

z- il numero di rami della fune (catena) su cui è sospeso il carico;

N- rendimento della puleggia (Tabella P3).

Il numero di rami di fune su cui è sospeso il carico è pari a:

z = tu· UN,

Dove UN- il numero di rami avvolti sul tamburo. Per semplice (uno

Narny) paranco a catena UN= 1 e per il doppio UN = 2;

tu - molteplicità della puleggia.

In base al valore della forza di rottura ottenuto FR dalla condizione FR  FR.M

Selezioniamo le dimensioni della fune (catena) utilizzando le tabelle GOST.

Esempio 1. Selezionare una fune per il meccanismo di sollevamento di un carroponte con capacità di sollevamento G= 200kN. Altezza di sollevamento del carico N= 8 metri. Modalità operativa – leggera (servizio = 15%). Doppia puleggia moltiplicatrice tu = 4.

Dati iniziali:

G = 200 kN – peso del carico sollevato;

N= 8m – altezza di sollevamento del carico;

Modalità operativa – leggera (servizio = 15%);

UN= 2 – numero di rami avvolti sul tamburo;

tu= 4 – molteplicità della puleggia.

Forza di lavoro massima di un ramo di fune:

FMah =G/ z ·  N= 200/ 8 0,97 = 25,8 kN,

Dove z = tu · UN= 4 · 2 = 8 – il numero di rami su cui è sospeso il carico;

N- Efficienza del paranco, secondo tabella. P3 a tu= 4 per una puleggia con cuscinetto

Nick rotola  N= 0,97 Forza di rottura di progetto: FR = FMOH · NA= 5 25,8 = 129 kN,

Dove NA– fattore di sicurezza della fune, per una gru con macchina

Guida in servizio leggero NA = 5 (Tabella P1).

Secondo GOST 2688-80 (Tabella P5), selezioniamo una corda del tipo LK - R 6x19+1 o.s. con forza di rottura FR.M. = 130 kN alla resistenza alla rottura GV= 1470 MPa, diametro della fune DA = 16,5 mm.

NF = FR.M. · z ·  N/ G = 130 · 8 · 0,97/200 = 5,04 > NA = 5,

Pertanto, la corda selezionata è adatta.

Esempio 2. Selezionare una catena calibrata saldata per un paranco manuale con capacità di carico G= 25kN. Molteplicità di paranchi a catena tu = 2 (puleggia semplice).

Dati iniziali:

G= 25 kN – capacità di sollevamento del paranco;

tu= 2 – molteplicità della puleggia;

UN= 1 – paranco a catena semplice.

FMah =G/ z ·  B= 25/2 0,96 = 13 kN,

Dove z = tu · UN= 2 · 1 = 2 – il numero di rami su cui è sospeso il carico;

B= 0,96 - efficienza del blocco catena. Forza di rottura di progetto: FR = FMOH · Nts= 3 13 = 39 kN,

Dove Nts– fattore di sicurezza della catena, per saldature calibrate

Catene manuali Nts= 3 (Tabella P2).

Secondo la tabella P6 selezioniamo una catena calibrata saldata con forza di rottura FR.M. = 40 kN, il cui diametro della barra Dts= 10 mm, lunghezza interna della catena (passo) T = 28 mm, larghezza della maglia IN= 34 mm.

Fattore di sicurezza effettivo:

NF = FR.M. · z ·  N/ G= 40 · 2 · 0,96/25 = 3,1 > Nts= 3.

La catena selezionata è adatta.

Esempio 3. Selezionare una catena per piastre di carico per un meccanismo di sollevamento azionato da macchina con capacità di sollevamento G= 30kN. Il carico è sospeso su due rami ( z = 2).

Dati iniziali:

G= 30 kN – peso del carico sollevato;

z= 2 – il numero di rami su cui è sospeso il carico.

Soluzione:

Forza operativa massima di un ramo della catena:

FMOH = G/ z ·  suono= 30/2 0,96 = 15,6 kN,

Dove  suono= 0,96 - rendimento del pignone.

Forza di rottura di progetto: FR = FMOH · Nts= 5 15,6 = 78 kN,

Dove Nts– fattore di sicurezza della catena, per una catena a piastre con

Guidato dalla macchina Nts = 5 (Tabella P2).

Secondo la tabella P7 accettiamo una catena con forza distruttiva FR.M. = 80 kN, il cui passo T= Spessore piastra 40 mm S= larghezza piastra 3 mm H= 60 mm, numero di piastre in una maglia della catena N = 4, diametro della parte centrale del rullo D= 14 mm, diametro del collo del rullo D1 = 11 mm, lunghezza del rullo V= 59 mm.

Fattore di sicurezza effettivo:

NF = FR.M. · z ·  N/ G = 80 · 2 · 0,96/30 = 5,12 > Nts= 5.

La catena selezionata è adatta.

1. 
   Calcolo di blocchi, stelle e tamburi.

Il diametro minimo consentito del blocco (tamburo) lungo il fondo del flusso (scanalatura) è determinato secondo gli standard di Gosgortekhnadzor:

DB   e-1)DA, mm

Dove e- coefficiente che dipende dal tipo di meccanismo e dalla modalità operativa, tu

Basato sui dati normativi delle Regole Gosgortekhnadzor

(Tabella P4);

DA- diametro fune mm.

Le dimensioni dei blocchi sono normalizzate.

Il diametro del blocco (tamburo) per catene saldate non calibrate è determinato dai rapporti:

Per meccanismi azionati manualmente DB  Dts;

Per meccanismi azionati da macchine DB  Dts;

Dove Dts - il diametro della barra d'acciaio da cui è composta la catena.

Il diametro del cerchio iniziale del pignone per una catena calibrata saldata (diametro lungo l'asse dell'asta da cui è composta la catena) è determinato dalla formula:

DN. O. = t/ peccato 90 /z, mm

Dove T - lunghezza interna della maglia della catena (passo catena), mm;

z- numero di slot sulla stella, accettato z  6.

Viene determinato il diametro del cerchio iniziale del pignone per una catena a foglia

sono calcolati secondo la formula:

DN. O. = t/ peccato 180 /z, mm

Dove T - passo catena, mm;

z- numero di denti del pignone, presi z6.

I tamburi per fune vengono utilizzati con avvolgimento monostrato e multistrato, con superficie liscia e con filettatura sulla superficie del guscio, con avvolgimento della fune unilaterale e bilaterale.

Il diametro del tamburo, così come il diametro del blocco, è determinato secondo le Regole di Gosgortekhnadzor:

DB   e-1)DA, mm.

La lunghezza del tamburo per l'avvolgimento della fune su entrambi i lati è determinata dalla formula:

e con avvolgimento unilaterale:

, mm

Dove l R– lunghezza utile del tamburo;

l H =(3…4) T– lunghezza del tamburo necessaria per il fissaggio della fune (catena), mm;

l O– distanza tra i tagli destro e sinistro, mm.

La lunghezza di lavoro è determinata dalla formula:

,

Dove z– numero di giri di fune funzionanti;

,

Qui lk =H ∙ tu– lunghezza fune escluse le giri di riserva, mm

H – altezza di sollevamento del carico, mm

tu – molteplicità della puleggia;

z 0 = 1,5...2 – numero di giri di corda liberi;

T– passo dei giri di corda, T = D A– per un tamburo liscio;

T = D A+(2…3) – per un fusto con tagli, mm.

La distanza tra i tagli destro e sinistro è determinata dalla formula:

L 0 =b-2h min ∙tg ,

Dove B – la distanza tra gli assi dei flussi dei blocchi esterni è presa secondo la tabella P8;

H min– la distanza tra gli assi del tamburo e l'asse dei blocchi nella posizione più alta;

L'angolo di deviazione consentito del ramo di fune che scorre sul tamburo dalla posizione verticale è = 4...6°.

Lo spessore della parete dei tamburi può essere determinato dalla condizione di resistenza alla compressione:

, mm

Dove F massimo– forza massima di lavoro nel ramo di fune, N;

- sollecitazione di compressione ammissibile, Pa, per i calcoli si prende quanto segue:

80MPa per ghisa C4 15-32;

100MPa per acciai 25L e 35L;

110MPa per gli acciai St3 e St5.

Per i tamburi fusi, lo spessore della parete può essere determinato utilizzando formule empiriche:

Per fusti in ghisa = 0,02D B+(6…10)mm;

Per fusti in acciaio = 0,01 D B+3 mm, quindi controllarne la compressione. Dovrebbe essere:

.

Esempio 4. Utilizzando i dati ottenuti nell'esempio 2, determinare il diametro del cerchio iniziale del blocco (asterisco).

Il diametro del cerchio iniziale del pignone per una catena calibrata saldata è determinato dalla formula:

mm

Dove T=28 mm – lunghezza interna della maglia della catena (passo);

z6 – numero di slot sul blocco (asterisco), accettiamo z=10.

Esempio 5. Utilizzando i dati dell'esempio 3, determinare il diametro del cerchio iniziale del pignone.

Diametro del cerchio iniziale del pignone

mm,

Dove T=40 mm – passo catena;

z 6 – numero di denti del pignone, accettare z=10.

Esempio 6. Determinare le dimensioni principali di un tamburo in ghisa secondo l'esempio 1. Sollecitazione di compressione ammissibile per la ghisa = 80 MPa.

Il diametro minimo consentito del tamburo lungo il fondo della scanalatura è determinato utilizzando la formula Gosgortekhnadzor:

,mm

Dove D A= 16,5 mm – diametro della fune;

e– coefficiente dipendente dal tipo di meccanismo e dalla modalità operativa, per le gru con azionamento della macchina in modalità operativa leggera e=20 (Tabella P4)

D B=(20-1)∙16,5=313,5 mm, prendiamo il valore del diametro del tamburo dal range normale D B=320 mm (Tabella P8).

Determina la lunghezza del tamburo. Tamburo con taglio su entrambi i lati. La lunghezza operativa di metà del tamburo è determinata dalla formula:

mm

Dove T– passo dei giri, per un tamburo con scanalature

T= D A + (2…3)=16,5+(2…3)=(18,5…19,5) mm, accettare T= 19 millimetri;

z o=1,5…2 – numero di giri di corda di riserva, accettiamo z o=2 giri;

z R– numero di giri di corda funzionanti

Qui l K = H  tu=8  4 =32 m – lunghezza della corda avvolta su una metà;

Poi
mm

Lunghezza totale del tamburo:

l B =2(l P +l 3 )+l o, mm,

Dove l 3 – la lunghezza del tamburo necessaria per fissare la fune;

Mm, accettiamo l 3 =60 mm;

lO- distanza tra i tagli destro e sinistro

l O =in-2H min ∙ tg, mm

Qui V– la distanza tra gli assi dei flussi dei blocchi esterni, V= 200 mm, a D B= 320 mm (Tabella P8).

H min– distanza tra gli assi del tamburo e i blocchi nella posizione più alta

H min =1,5 ∙D B=320∙1,5=480mm

4-6° - angolo di deviazione consentito del ramo della fune che si avvicina al tamburo dalla posizione verticale, prendiamo = 6°.

l 0 =200-2∙4/80∙tg6°=99,1 mm

Accettiamo l 0 =100 mm.

Quindi, la lunghezza totale del tamburo

l B=2(608+60)+100=1436 mm, accettare

l B=1440 mm = 1,44 m

M.

Accettiamo
mm.

Lo spessore della parete del tamburo fuso deve essere di almeno 12 mm.

Lavoro pratico n. 2

Calcolo di argani e meccanismi di sollevamento di paranchi con azionamenti manuali ed elettrici in base alle condizioni specificate.

1. Calcolo degli argani manuali

Sequenza di calcolo per un argano manuale.

1) Selezionare uno schema di sospensione del carico (senza paranco a catena o con paranco a catena).

2) Selezionare una fune in base alla capacità di carico indicata.

3) Determinare le dimensioni principali del tamburo e dei blocchi.

4) Determinare il momento di resistenza sull'albero del tamburo dal peso del carico T Con e il momento sull'albero della maniglia creato dalla forza dell'operaio Tr.

N∙ m,

Dove F massimo- forza massima di lavoro nel ramo di fune, N; D B– diametro del tamburo, m.

Momento sull'albero della maniglia:

N∙m,

Dove R R– è accettato lo sforzo di un lavoratore

R R=100…300N

N– Numero di lavoratori;

- coefficiente che tiene conto dell'applicazione non simultanea della forza quando lavorare insieme più lavoratori, =0,8 – per due lavoratori =0,7 – per quattro lavoratori

L – lunghezza del manico, accettata l=300…400 mm

5) Determinare il rapporto di trasmissione del verricello utilizzando la formula:

Dove η – Efficienza del verricello.

6) Calcolare ingranaggi e alberi aperti (il metodo del loro calcolo è stato studiato nella sezione "Parti di macchine" dell'argomento "Meccanica tecnica").

7) Determinare le dimensioni principali della maniglia. Il diametro dell'asta della maniglia è determinato dalla condizione di resistenza alla flessione:

M,

Dove l 1 – lunghezza dell'albero della maniglia, presa l 1 =200…250 mm per un lavoratore e l 1 =400…500 mm per due operatori;

- sforzo di flessione ammissibile per l'acciaio St3

=(60…80) MPa=(60…80)∙10 6 Pa.

Lo spessore della maniglia nella zona pericolosa è calcolato per l'azione combinata di flessione e torsione:

Sh







Irina della maniglia è considerata uguale

D

Il diametro dell'albero motore su cui è posizionata la maniglia è determinato dalla condizione di resistenza alla torsione:

G
de  - ridotta sollecitazione torsionale ammissibile per l'acciaio

St5 =25...30 MPa.

Viene preso il diametro del manicotto della maniglia Dâ=(1,8...2)D1 , e la lunghezza della manica è lâ=(1...1,5)D1.

Velocità di sollevamento del carico:

Dove G- capacità di sollevamento dell'argano, kN;

VR- Di solito viene presa la velocità periferica della maniglia di azionamento

VR=50...60 mt/min.

Esempio 7. Calcolare il meccanismo di sollevamento di un argano manuale progettato per sollevare un carico di peso G= 15 kN per altezza N= 30m. Numero di lavoratori N=2. Efficienza del verricello  =0,8. La superficie del tamburo è liscia, il numero di strati di corda avvolti sul tamburo M=2. Molteplicità di paranchi a catena tu=2. Puleggia semplice ( UN=1).

Dati iniziali:

G=15kN - peso del carico sollevato;

N=10m - altezza di sollevamento del carico;

N=2 - numero di lavoratori;

 =0,8 - efficienza del verricello;

M=2 - numero di strati di fune avvolta sul tamburo;

La superficie del tamburo è liscia;

tu=2 - molteplicità della puleggia;

UN=1 - numero di rami avvolti sul tamburo.

Soluzione:

Selezione della corda.

Forza operativa massima in un ramo di fune:

Fmax= 15/20,99=7,6 kN,

Dove z= tu un= 2 - il numero di rami su cui pende il carico;

Efficienza di una puleggia secondo la Tabella P3 per una puleggia con molteplicità tu=2 su cuscinetti volventi 0,99.

Forza di rottura di progetto:

Fp= NA Fmax=5,57,6=41,8 kN,

Dove NA - fattore di sicurezza della fune, per un argano da carico azionato manualmente NA=5,5 (Tabella P1).

Secondo GOST 26.88-80 (Tabella P5), selezioniamo una fune del tipo LK-R 6x19 + 1 o.s. con forza di rottura Fp. M.= 45,45 kN con carico di rottura 1764 MPa, diametro fune DA=9,1 mm.

Fattore di sicurezza effettivo della fune:

NF = FR.M. · z · n/G = 45,45 2 0,99/15 = 6 > NA = 5,5.

Determinazione delle dimensioni principali del tamburo.

Diametro minimo consentito del tamburo:

db  e– 1)DA, mm

Dove e- coefficiente dipendente dal tipo di meccanismo e dalla modalità operativa, per

Argani da carico manuali e=12 (Tabella P4);

DA- diametro della fune, mm, quindi

db – 1)9,1=100,1mm

Accettiamo dalla serie normale db=160mm (Tabella P8).

La lunghezza utile del tamburo per l'avvolgimento della fune multistrato è determinata dalla formula:

Dove T – passo dei giri, per un tamburo fluido ; T= D K =9.81 mm ;

l K – lunghezza della corda escluse le giri di riserva

Lk =H∙u=30∙2=60 m

Tamburo a tutta lunghezza con avvolgimento su un solo lato

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

Dove l B =(1,5…2)∙ T – lunghezza del tamburo necessaria per i giri di riserva ,

l B =(1,5…2)∙9,81=13,65…18,2 mm ,

accettiamo l B =18 mm

l H – lunghezza del tamburo necessaria per fissare la fune

l H =(3…4)∙ T=(3…4)∙9,81=27,3…36,4 mm ,

accettiamo l H =34 mm

Quindi, la lunghezza totale del tamburo

l B =488+18+34=540 mm.

Accettiamo l B =540 mm .

Lo spessore della parete del tamburo è determinato dalla formula:

Accettiamo δ=8 mm .

[ σ ] szh =110MPa– tensione ammissibile per l'acciaio St5.

Momento flettente

Dato il momento

Momento resistente a flessione della sezione anulare

Dove

D V =D B -2∙δ=160-2∙8=144mm– diametro interno del tamburo.

Sollecitazione totale da flessione e torsione nella sezione pericolosa del tamburo :

La condizione di forza è soddisfatta.

Diametro esterno lungo i lati del tamburo.

D N =D B +2∙(M+2+)∙ D K =160+2∙(2+2)∙9,1=232,8 mm

Accettiamo D N =235 mm.

Momento resistente dovuto al peso del carico

Momento sull'albero della maniglia:

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

Dove R R – lo sforzo di un lavoratore, prendiamo P p = 200 N

φ – coefficiente che tiene conto della non contemporaneità delle domande sforzo, quando due lavoratori lavorano φ=0,8

l– lunghezza della maniglia, accettare l= 350 mm

Determinare il rapporto di trasmissione del verricello.

Perché E O , allora accettiamo la trasmissione a stadio singolo.

A E O >8 Dovrebbero essere adottate trasmissioni a due stadi, dividendo il rapporto di trasmissione totale in rapporti di trasmissione delle singole coppie:

e o =e 1 +e 2.

Determinazione delle dimensioni principali della maniglia.

Diametro asta penna:

Accettiamo D=28 mm,

Dove l 1 – lunghezza dell'albero della maniglia , l 1 = 350 mm

[ σ] tu = 60…80 MPa – sollecitazione di flessione ammissibile, per acciaio St5, accettiamo [ σ] tu = 70 MPa

Lo spessore della maniglia è determinato dalla formula

Accettiamo δ R =15 mm.

Si considera la larghezza del manico â=3∙δ R =3∙15=45 mm.

Il diametro dell'albero motore su cui è posizionata la maniglia :

Accettiamo D 1 = 30 mm

Dove [ τ ] A = 25…30 MPa – ridotta sollecitazione torsionale ammissibile, per acciaio St5, accettiamo [ τ ] A = 25MPa.

Diametro del manicotto della maniglia : D V =(1,8…2) D 1 ;

d in =(1,8…2)∙30=54…60 mm,

Accettiamo d in = 55 mm.

Lunghezza manica manico

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

Accettiamo l V = 40 mm.

Velocità di sollevamento del carico

Dove V P = 50…60 m/min – velocità periferica della maniglia di azionamento, prendere V p = 55 m/min

2. Calcolo degli argani con azionamento elettrico

Sequenza di calcolo degli argani con azionamento elettrico.

1. 
   La corda è selezionata.
2. 
   Determinare le dimensioni principali del tamburo.
3. 
   Viene determinata la potenza e il motore elettrico e il cambio vengono selezionati dai cataloghi.

Dove G è il peso del carico sollevato, kN

V 2 – velocità di sollevamento del carico, m/s

η – Efficienza del meccanismo.

Per catalogo selezionare un motore elettrico in base alla modalità operativa, prendendo il valore di potenza più vicino e annotandone i dati tecnici fondamentali.

Per selezionare un cambio, determinare il rapporto di trasmissione:

Dove N eh – velocità di rotazione del motore elettrico selezionato;

NB– frequenza di rotazione del tamburo, determinata dalla formula :

Qui V 2 – velocità di sollevamento del carico, m/s;

E - molteplicità della puleggia;

D B – diametro del tamburo, m;

Un cambio viene selezionato dal catalogo in base alla potenza di progetto, alla velocità del motore, al rapporto di trasmissione e alla modalità operativa.

4. Controllare il motore elettrico selezionato per l'effettiva molteplicità della coppia di spunto.

La condizione deve essere soddisfatta

ψ≤ψmax,

Dove ψ massimo – la molteplicità massima consentita della coppia di avviamento, determinata dalla formula:

,

Qui T P massimo – coppia massima del motore elettrico, rilevata dalla tabella;

T N – coppia nominale sull'albero motore;

ψ – molteplicità effettiva della coppia di avviamento del motore

,

La coppia iniziale ridotta all'albero motore è determinata dalla formula :

Dove T N = 8∙ V 2 – ora di inizio del meccanismo, s;

δ=1,1...1,2 – coefficiente che tiene conto dei momenti oscillanti degli organi del meccanismo.

Coppia statica sull'albero motore:

5. Viene selezionato il freno per il quale la coppia frenante viene determinata utilizzando la formula:

T T =K T ∙T K,N∙m

Dove A T – fattore di sicurezza di frenata adottato secondo gli standard di Gosgortekhnadzor in base alla modalità operativa del meccanismo;

T A – coppia ad alta velocità albero del cambio, pari alla coppia nominale sull'albero del motore elettrico,

Dove
- velocità angolare del motore elettrico.

Utilizzando il catalogo si seleziona un freno in base alla sua coppia frenante e se ne annotano le caratteristiche tecniche.

Infine vengono effettuati i calcoli di verifica del freno selezionato. Il metodo per calcolarli dipende dal tipo di freno ed è riportato nel manuale di formazione (6) Capitolo 1 §3.

Esempio 8. Seleziona un motore elettrico, un cambio e un freno per il meccanismo di sollevamento dell'argano destinato al sollevamento di carichi pesanti G= 50 kN con velocità V2 = 0,25 m/s se diametro del tamburo db= 250 mm, molteplicità della puleggia tu = 2, efficienza del verricello η = 0,85, modalità operativa – leggera (servizio = 15%)

Dati iniziali:

G= 50 kN – peso del carico;

V2 = 0,25 m/s – velocità di salita;

db= 250 mm – diametro del tamburo;

tu = 2 – molteplicità della puleggia;

η = 0,85 – efficienza dell'argano;

Modalità operativa – leggera (servizio di servizio=15%)

Soluzione:

Potenza motore richiesta

Selezioniamo dal catalogo un motore elettrico di tipo MTF312-8 con potenza al duty cycle = 15% Rif= 15 kW, velocità Neh= 680 giri/min, con coppia massima Tpmassimo= 430 N.m., momento di oscillazione del rotore (GÄ 2) = 15,5 N.m. Coppia nominale sull'albero motore

Rapporto di coppia massimo:

Velocità di rotazione del tamburo:

Rapporto di trasmissione di progetto

Secondo il catalogo (Tabella P10), in base alla potenza di progetto, alla velocità del motore, al rapporto di trasmissione e alla modalità operativa, selezioniamo un tipo di cambio Ts2-250 Con Rapporto di cambio E R = 19,88, energia R R = 15 kW, velocità albero ad alta velocità P R = 750 giri/min Velocità di sollevamento effettiva

Controlliamo la molteplicità effettiva del motore elettrico selezionato momento iniziale. Deve essere soddisfatta la seguente condizione:

La molteplicità effettiva della coppia di avviamento del motore elettrico selezionato è determinata dal rapporto:

La coppia iniziale ridotta all'albero motore è determinata dalla formula:

Dove T P = 8∙0,22 = 1,8 s – ora di inizio del meccanismo;

δ = 1,1...1,2– coefficiente che tiene conto dei momenti oscillanti delle parti meccanismo, accettiamo δ = 1,15. Coppia statica sull'albero motore

Poi,
quindi, le prestazioni del motore assicurato.

Determinare la coppia frenante richiesta.

T T =K T ∙T k =1.5∙210.7=316 N.m.

Dove A T – fattore di sicurezza in frenata, servizio leggero , K T = 1,5 (Tabella A11);

T A – coppia sull'albero del cambio ad alta velocità , T A = t N = 210,7 N.m.

Secondo il catalogo (Tabella P12), in base alla coppia frenante T T, selezioniamo un freno a due blocchi con un motore elettrico del tipo TT - 250, che ha una coppia frenante T T = 400 N.m. Annotiamo i dati necessari per il calcolo: bracci della leva – a = 160 mm, b = 330 mm, c = 19 mm, l T = 150 mm, offset del tampone E = 1,1 mm, spintore tipo TGM-25, che fornisce forza di spinta F T = 250 N e corsa asta h w = 50 mm, dimensioni puleggia – diametro puleggia D w = 250 mm, larghezza puleggia H w = 90 mm, angolo di presa della puleggia tra i bozzelli α = 70 0 .

Forza circonferenziale calcolata sul bordo della puleggia del freno:

Forza di pressione normale del bozzello sulla puleggia

Dove F – coefficiente di attrito delle superfici di lavoro, per la frenatura nastro di amianto (ferrado) per ghisa e acciaio F = 0,35.

Forza di spinta :

Dove η – efficienza del sistema di leve pari a η =0,9…0,95, accettiamo η = 0,95

Corsa dell'asta di spinta:

Dove A 1 – coefficiente di utilizzazione della corsa utile dello stelo, pari a A 1 = 0,8 …0,85 , accettiamo A 1 = 0,85.

Controlliamo la pressione specifica delle superfici di lavoro delle pastiglie dei freni utilizzando la formula:

Qui [ Q] – la pressione specifica consentita del materiale della superficie di lavoro viene presa secondo la tabella. Pertanto, il freno selezionato si adatta.

1. 
   Calcolo del meccanismo di sollevamento dei paranchi con azionamento manuale

Consideriamo il calcolo di un paranco a vite senza fine con azionamento manuale.

Il calcolo di un paranco manuale a vite senza fine viene eseguito nella seguente sequenza:

1) A seconda della capacità di carico G specificata, secondo le tabelle GOST, viene selezionata una catena di carico e viene determinato il diametro del cerchio iniziale del pignone della catena.

2) Determinare il rapporto di trasmissione del paranco, avendo precedentemente determinato il momento di carico sul pignone T gr e la coppia sulla ruota motrice T k

3) Prendendo il numero di principi z 1 = 2 (nei paranchi a vite senza fine si utilizza una vite senza fine a doppio principio non autofrenante), determinare il numero di denti della ruota elicoidale

4) Calcolare la ruota elicoidale

5) Calcolare il freno a disco portante

Esempio 9. Calcolare il meccanismo di sollevamento di un paranco manuale a vite senza fine con una capacità di carico di G = 30 kN. Il carico è sospeso su un blocco mobile a = 1, molteplicità delle pulegge u = 2. Diametro della ruota di trazione D = 260 mm. La forza applicata alla catena della ruota motrice è F p = 600 N.

Selezione della catena.

Forza operativa massima in un ramo della catena:

Dove z – il numero di rami su cui è sospeso il carico per il paranco manuale, z=u∙a=2∙1=2;

η suono = 0,96 – Efficienza del pignone

Forza di rottura di progetto.

F p = p c ∙F max =3∙15,6=46,8 kN.

Dove P ts – fattore di sicurezza della catena; per catene a foglie Con azionamento manuale P ts= 3 (Tabella P2)

Secondo la tabella P7 accettiamo una catena con forza di rottura F r.m. = 63 kN per cui passo t = 35 mm, spessore della piastra S = 3 mm, larghezza della piastra h = 26 mm, numero di piastre in una maglia n = 4, diametro del rullo nella parte centrale d = 12 mm, diametro del collo del rullo d1 = 9 mm.

Fattore di sicurezza effettivo della catena:

Determinare il diametro del cerchio iniziale del pignone:

Dove z  6 – numero di denti del pignone, accettare z = 16.

Determiniamo le dimensioni principali della coppia di vermi. Nei paranchi a vite senza fine vengono utilizzate viti senza fine a doppia filettatura (non autofrenanti). (z 2 = 2).

Angolo di attrito ridotto:

p=arctgf=arctg0,1=544

Dove F = 0,04…0,1 – angolo di attrito ridotto, con lubrificazione periodica l'ingranaggio a vite senza fine aperto accetta F = 0,1.

Coefficiente del diametro del verme

Dove z 1 = 2 – numero di passaggi della vite senza fine.

In un ingranaggio non autofrenante, l'angolo di elevazione della linea dell'elica della vite senza fine  deve essere maggiore dell'angolo di attrito ridotto R , quelli. deve essere rispettato condizione  > pag , pertanto, accettiamo un valore più piccolo per il coefficiente del diametro del verme q = 16 (Tabella A14).

Angolo dell'elica della linea della vite senza fine:

Calcoliamo l'efficienza di trasmissione:

Accettiamo η 2 = 0,53

Determinare il valore del rapporto di trasmissione richiesto

Dove T gr – momento di carico sul pignone,

T A – coppia sulla ruota motrice:

Poi

Determina il numero di denti della ruota elicoidale. Dalla relazione

E 0 = z 2 / z 1 troviamo z 2 = tu 0 ∙ z 1 = 34,8∙2 = 69,6

Accettiamo z 2 = 70. Chiariamo il rapporto di trasmissione

e f =i2 =z2 /z1 =70/2=35.

La deviazione dal valore calcolato è:

Assegnamo i materiali della vite senza fine e della ruota elicoidale e determiniamo le sollecitazioni ammissibili.

Negli ingranaggi a vite senza fine azionati manualmente, la velocità di scorrimento è bassa, quindi è consigliabile realizzare la vite senza fine e la ruota elicoidale in ghisa. Per il verme, SCH 21-40, e per la ruota - SCh 18-36. Quindi lo stress ammissibile δ nv = 190MPa , δ FP =0,12∙δ in e = 0,12∙ 365= 44 MPa a δ in e = 365 MPa.

Determinare l'interasse richiesto:

Determiniamo il modulo di impegno progettuale utilizzando la formula:

Secondo la tabella P14 accettato t=5 mm eQ = 16.

Specifichiamo l'interasse

e w = 0,5∙t∙(q+z2)=0,5∙5∙(16+70)215 mm

Determiniamo i parametri principali della vite senza fine e della ruota elicoidale:

Diametri primitivi: vite senza fine D 1 = M∙ Q=5∙16=80mm

ruote D 2 = M∙ z 2 =5∙70=350mm

Diametri sporgenze: vite senza fine D UN 1 = D 1 +2∙ M=80+2∙5=90mm

ruote D UN 2 = D 2 +2 M=350+2∙5=360mm

Calcolo di un freno a disco portante.

Momento di carico sulla vite senza fine:

Dove η 2 =0,53 – Efficienza di una coppia di vermi;

E 2 = 35 – rapporto di trasmissione della coppia di viti senza fine.

Forza assiale nel freno:

Momento della forza di attrito sulle superfici del disco:

Dove n = 2 – numero di paia di superfici di sfregamento:

F – coefficiente di attrito delle superfici di sfregamento, secondo tabella. P13. accettiamo F = 0,15.

D Mercoledì – diametro medio dei dischi ;

Dov'è il diametro interno dei dischi D V  D UN , accettiamo D V = 1000 mm;

il diametro esterno dei dischi è entro i limiti D N = (1,2…1,6)∙D V =(1.2…1.6)∙100=120…160 mm, accettiamo D N = 150mm.

Controllo dei dischi per la pressione specifica:

Dove [ Q] = 1,5 MPa – pressione specifica ammissibile delle superfici di sfregamento (Tabella P13)

4. Calcolo del meccanismo di sollevamento di paranchi elettrici in condizioni specificate.

I calcoli del paranco elettrico includono:

• 
  calcolo e selezione della corda secondo le tabelle GOST;
• 
  determinazione delle dimensioni principali del tamburo;
• 
  calcolo dell'azionamento del paranco elettrico;
• 
  calcolo degli ingranaggi chiusi per la resistenza alle sollecitazioni da contatto e alla resistenza alla flessione dei denti;
• 
  calcolo di verifica del motore elettrico, calcolo della resistenza del tamburo e della sospensione del gancio;
• 
  selezione e calcolo di un freno elettromagnetico a due blocchi;
• 
  calcolo del freno di carico.

Esempio 10. Calcolare il meccanismo di sollevamento di un paranco elettrico con capacità di carico G = 32 kN. Altezza di sollevamento H = 6 m, velocità di sollevamento del carico V 2 = 0,134 m/s. Molteplicità della puleggia semplice (a=1). E= 2. Tamburo con scanalature.

Dati iniziali:

G = 32 kN – capacità di carico;

H = 6 m – altezza di sollevamento del carico;

V 2 = 0,134 m/s – velocità di sollevamento del carico

Q = 1 – numero di rami avvolti sul tamburo;

E= 2 – molteplicità della puleggia;

La superficie del tamburo presenta scanalature.

Soluzione

Selezione della corda.

Pressione massima di esercizio in un ramo di fune:

Dove z= tu∙ UN=2∙1=2 – il numero di rami su cui è sospeso il carico;

η P – efficienza della puleggia; secondo la tabella P3 in u=2 per una puleggia con cuscinetti volventi η P = 0,99.

Forza di rottura di progetto:

Dove P A – fattore di sicurezza della fune, per paranchi con macchina guidare P A =6 (Tabella P1). Secondo GOST 2688-80, selezioniamo una corda di tipo LK-R (6x19+1 o.s.) con forza di rottura F P . M . = 97 kN alla resistenza alla rottura δ V= 1960 MPa, diametro della fune D A= 13 mm.

Fattore di sicurezza effettivo della fune:

Il diametro più piccolo del tamburo lungo il fondo della scanalatura è determinato dalla formula di Gosgortekhnadzor:

Dove P A– coefficiente dipendente dal tipo di meccanismo per i paranchi elettrici P A = 20 (Tabella P4).

D b  (20-1)∙13  247 mm

Accettiamo D B= 250 mm (Tabella P8).

Numero di giri di fune funzionanti sul tamburo

Lunghezza del tamburo l B = l P + l H ,

Dove l P – lunghezza di lavoro del tamburo, l P =(z P + z 0 ) T;

z 0 =1,5…2 – numero di giri di corda di riserva, accettiamo z 0 =1,5 bobina;

T – numero di giri, per tamburo scanalato T= D K +(2…3)=13+(2…3)=15… 16mm, accetta T= 15 millimetri;

l P =(14,5+1,5)∙15=240 mm;

l H – lunghezza del tamburo necessaria per fissare la fune

l H=(3…4)∙15=45…60 mm, accettiamo l H = 50 mm.

Quindi, l'intera lunghezza del tamburo

l B =240+50=290 mm.

Coppia statica sull'albero del tamburo durante il sollevamento di un carico

Dove η B – Efficienza del tamburo , η B = 0,98…0,99, accetta η B = 0,98.

Velocità di rotazione del tamburo:

Potenza nominale del motore

Dove η M = η P ∙η B ∙η R – Efficienza del meccanismo di sollevamento;

η M = 0,99∙0,98∙0,9 = 0,87,

Qui η P = 0,99 – efficienza della puleggia

η B = 0,98 – efficienza del tamburo;

η R = 0,9…0,95 – Efficienza del cambio, accettiamo η R = 0,9

Selezioniamo un motore elettrico del tipo 4A132S con una potenza di P e = 5,5 kW e una velocità di rotazione sincrona di P e = 1000 giri al minuto. I paranchi elettrici prodotti hanno unità motore elettriche integrate nel tamburo, formando un gruppo paranco elettrico motore-riduttore.

Rapporto di trasmissione richiesto

Con questo valore del rapporto di trasmissione è necessario adottare un cambio a due stadi.

Accettiamo il rapporto di trasmissione del primo stadio E 1 =8, allora

e 2 = e r.r. : e 1 =51,3: 8=6,4.

Rapporto di trasmissione effettivo

E R = 8∙6,4=51,2

Velocità di salita effettiva:

Calcolo del freno.

Il paranco è dotato di due freni. Un freno a due blocchi con un elettromagnete è installato sull'albero ad alta velocità del cambio e un freno portante è installato sull'albero a bassa velocità.

Calcolo del freno a ganasce.

Determiniamo la coppia frenante utilizzando la formula

T T =K T ∙T A=1,25∙44,5=55,6 N∙m,

Dove A T – fattore di sicurezza della frenata per il meccanismo di sollevamento paranchi elettrici con due freni K T = 1,25; T K = T 1 – coppia nominale sull'albero veloce:

Qui η H = 0,975 – rendimento dell'ingranaggio di uno stadio.

Forza di pressione normale delle pastiglie sulla puleggia del freno:

Dove F = 0,42 – coefficiente di attrito del nastro laminato su ghisa e acciaio

D w = 160 mm – diametro della puleggia del freno. Determiniamo la forza della molla che agisce su ciascuna delle due leve:

Dove l 1 = 100 millimetri e l 2 = 235 mm – lunghezze delle leve, η = 0,95 – efficienza della leva sistemi.

Forza di apertura:

Dove l 3 =105 mm – tavolo. P15.

Forza dell'elettromagnete:

Dove G p = 4 N è il peso della leva che collega l'ancora dell'elettromagnete al perno di apertura;

L = 225 mm e d = 15 mm – tavolo. P15.

Corsa dell'elettromagnete:

In base al valore di F m, l'elettromagnete del freno viene selezionato e regolato in base al valore della corsa h. Il valore di pressione più alto sulle guarnizioni dei freni realizzate con nastro arrotolato:

Qui l Di = 91 mm – lunghezza fodera;

V Di = 30 mm – larghezza fodera;

[ Q] – pressione specifica ammissibile per i materiali di lavoro superfici secondo la tabella P13, per nastri laminati su ghisa e acciaio [ Q] = 1,2MPa.

Calcolo del freno portante.

Secondo la tabella P16 per una data capacità di carico del paranco G = 32 kN, selezionare un freno a disco portante con dimensioni:

La filettatura della vite del freno è rettangolare, a tre principi, diametro della filettatura esterna d = 50 mm

Diametro filettatura interna d 1 = 38 mm;

Passo della filettatura – t = 8 mm.

Il diametro medio dei dischi D av = 92,5 mm. Angolo dell'elica della filettatura dell'albero del freno a tre principi:

Dove z = 3 – numero di fili iniziali;

D 2 – diametro medio della filettatura

La forza assiale che si verifica durante la frenata e blocca gli anelli di attrito del freno.

Dove T 2 è la coppia nominale sull'albero del cambio a bassa velocità,

 = 2…3  - angolo di attrito in una coppia filettata durante il funzionamento in bagno d'olio , accettiamo  = 2 

F = 0,12 – coefficiente di attrito del nastro laminato su acciaio in olio;

η – raggio medio della filettatura della vite

Coppia frenante del freno portante:

T 2T = F∙ F UN ∙ R C ∙ N=0,12∙22070∙0,0925∙2=490 N∙m

Dove n=2 – numero di paia di superfici di sfregamento.

La coppia frenante deve soddisfare la seguente condizione:

T 2T K T ∙T 2 1,25∙347=434 N∙m;

Т 2Т =490 > 434 N∙m

Pertanto la condizione è soddisfatta.

A T = 1,25 – fattore di sicurezza di frenatura per il secondo freno del paranco elettrico.

L'affidabilità nel mantenere il carico in uno stato sospeso è garantita osservando la seguente dipendenza:

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; quelli. la condizione è soddisfatta.

Il carico in movimento verso il basso si fermerà se:

0,0046
Controllo del collasso della filettatura della vite:

Qui z 1 = 4 è il numero di spire del filo che assorbono il carico.

Lavoro pratico n. 3

Calcolo di un nastro trasportatore in base alle condizioni specificate.

Il calcolo di un nastro trasportatore comprende:

• 
  determinare la velocità e la larghezza del nastro;

• 
  determinazione approssimativa della tensione del nastro e della potenza del filo;
• 
  calcolo supporti nastri e rulli;
• 
  determinazione delle dimensioni del tamburo;
• 
  calcolo della trazione del trasportatore;
• 
  chiarimento della forza di trazione e della potenza della stazione motrice, scelta del motore elettrico e del cambio.

Calcolare un nastro trasportatore con una capacità Q = 240 t/h per trasportare zolfo sfuso su una distanza L = 80 m Densità di carico  = 1,4 t/m 3, dimensione massima dei pezzi a  100 mm, angolo di riposo del materiale a riposo  = 45°, angolo di inclinazione del trasportatore rispetto all'orizzontale = 15°. Il nastro trasportatore è gommato, la superficie del tamburo motore è rivestita in legno. Angolo di avvolgimento del tamburo da parte del nastro  =180°. L'azionamento si trova all'estremità di testa del trasportatore.

Dati iniziali:

Q=240 t/h – produttività del trasportatore;

L=80 m – lunghezza trasportatore;

=1,4 t/m 3 – densità del materiale;

A  100 mm – dimensione massima dei pezzi;

 = 45° - angolo di riposo a riposo;

15° - angolo di inclinazione del trasportatore rispetto all'orizzonte;

 =180° - angolo di avvolgimento del tamburo con nastro;

Materiale di trasporto – zolfo grumoso.

Riso. 1 Schema di progetto di un nastro trasportatore.

Per ottenere la minore larghezza possibile del nastro, adottiamo una forma scanalata composta da tre rulli. Secondo la tabella A.18, per il trasporto di materiali di medie dimensioni con la larghezza del nastro proposta B = 500...800 mm, accettiamo la velocità del nastro V = 1,6 m/s.

La larghezza del nastro scanalato è determinata dalla formula:

Prendiamo la larghezza del nastro B = 650 mm = 0,65 m (Tabella P 18), dove K  è un coefficiente che tiene conto della dispersione aggiuntiva del carico sul nastro trasportatore inclinato; a  20° - K  = 1, a  20° - K  = 0,95.

Nel nostro caso = 15° K  = 1.

Controllo della larghezza del nastro in base alla irregolarità del carico

Vk = 2,5∙a+200=2,5∙100+200=450 mm

Abbiamo ottenuto che B sia  B, quindi alla fine accettiamo B = 650 mm. Se risulta essere B B k, è necessario prendere la larghezza B k dalla serie normale secondo GOST 22644-77 (Tabella P18).

Scegliamo un nastro di gomma dal nastro BKIL - 65, larghezza B = 650 mm con un limite di resistenza σ r. N. =65 N/mm ed il numero di guarnizioni z= 3...8 (Tabella P19).

Determiniamo la potenza motrice preliminare utilizzando la formula:

P n =(0.00015∙Q∙L 2 +K 1 ∙L 2 ∙V+0.0027∙Q∙H) ∙K 2 ,

Dove L 2 è la lunghezza della proiezione orizzontale del trasportatore,

L2 =L∙cos=80∙cos15° =77,3 m,

H – altezza di sollevamento del carico, H= Lsin=80∙sin15° =20,7m

K 1 e K 2 sono coefficienti che dipendono dalla larghezza e dalla lunghezza del nastro.

Secondo la tabella P20 con larghezza del nastro B = 650 m K 1 = 0,020, e K 2 = 1 con un coefficiente di lunghezza superiore a 45 m.

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

Determiniamo la forza di trazione preliminare:

kN.

Determiniamo la tensione massima preliminare del nastro utilizzando la formula:

Dove f è il coefficiente di attrito tra cinghia e tamburo, nel nostro caso f = 0,35 (Tabella A21).

α - 180° - angolo di avvolgimento del tamburo con nastro.

I valori di e fα sono riportati nella Tabella A21.

Determinare il numero di distanziatori nel nastro:

,

Dove K rp è il fattore di sicurezza del nastro secondo la tabella. P 22, accettiamo K rp = 9,5 nella proposta che il numero di guarnizioni sarà 4...5.

Prendiamo z = 4. Lo spessore dei rivestimenti in gomma sul lato lavorativo è δ 1 = 4 mm, sul lato non lavorativo δ 2 = 1,5 mm (Tabella P 23).

Densità lineare del nastro:

Dove δ = 1,4 mm è lo spessore di un tampone tessile (Tabella A19).

Densità lineare media del carico trasportato:

kg/m

Densità lineare condizionale dei cuscinetti a rulli. Con larghezza nastro B = 650 mm, densità del materiale trasportato  = 1,4 t/m 3, velocità di spostamento fino a V = 2 m/s, diametro rullo D p = 89 mm (Tabella P24). Sul ramo operativo del trasportatore il nastro è sostenuto da supporti a rulli scanalati, costituiti da tre rulli, e sul ramo folle il nastro è piatto, sostenuto da supporti a rulli, costituiti da un rullo.

La distanza tra i supporti dei rulli sul ramo di lavoro del trasportatore l p è determinata in base alla tabella. P25. Con B = 650 mm e  = 0,81...1,6 t/m 3 l p = 1,3 m La distanza tra i supporti dei rulli sul ramo inferiore (folle) viene presa l x = 2∙ l p =2∙1,3=2, 6 M.

Peso dei supporti a rulli del ramo di lavoro (scanalati)

Mf =10 V+7=10∙0,65+7=13,5 kg.

Densità lineare condizionata dei cuscinetti a rulli scanalati

kg/m.

Peso dei supporti a rulli su un ramo folle (piatto)

M n =10 V+3=10∙0,65+3=9,5 kg.

Densità lineare condizionale dei cuscinetti a rulli piani del ramo folle

kg/m.

Determina le dimensioni del tamburo.

Diametro tamburo motore D b =z∙(120…150) = 4 (120…1500) = =(480…600) mm. Secondo GOST 22644 - 77 (Tabella P26), accettiamo D b = 500 mm. Lunghezza tamburo B 1 = B + 100 = 650 + 100 = 750 mm.

Per evitare che il nastro cada dal tamburo, ha una freccia convessa f n = 0,005B 1 = 0,005∙750 = 3,75 mm. Diametro del tamburo di tensione
Accettiamo D n =320 mm (Tabella P26).

Determiniamo la tensione del nastro trasportatore utilizzando il metodo punto per punto per afferrare il contorno. Dividiamo il contorno del nastro trasportatore in quattro sezioni (Fig. 1). La tensione del nastro nel punto 1 è considerata un valore sconosciuto. Troviamo poi la tensione del nastro negli altri punti attraverso la tensione sconosciuta al punto 1:

Dove K wn =0,022 è il coefficiente di resistenza al rotolamento per i cuscinetti a rulli piani.

Dove K σ N è il coefficiente di resistenza sul tamburo di tensione. Quando l'angolo di avvolgimento del tamburo con il nastro è α = 180°…240°. K σ N = 0,05...0,07, accettiamo K σ N = 0,05.

Dove K w w =0,025 è il coefficiente di resistenza al rotolamento dei supporti scanalati.

Quando la trasmissione è situata all'estremità di testa del trasportatore, la tensione al punto 1 è uguale alla tensione della cinghia che scorre dal tamburo F 1 =F sb, e la tensione al punto 4 è uguale alla tensione del nastro scorrendo sul tamburo F 4 =F nb. La tensione del nastro da corsa è determinata dalla formula di Eulero:

F nb =F con ∙е fα oppure F 4 =F 1 ∙е fα

Quindi: 1.05 FA 1 +9.8= FA 1 ∙3; 1.95∙F 1 =9.8.

Dove
kN

F2 =F1 -1,43=5,03-1,43=3,6 kH; F3 =1,05 ∙F1 -1,5=1,05∙5,03-1,5=3,78 kH

F4 =1,05F1 +9,8=5,03∙1,05+9,8=15,1 kH

Controlliamo il cedimento del nastro tra i supporti dei rulli. La massima deflessione del nastro sul lato di lavoro del trasportatore sarà al punto 3. È necessario soddisfare la seguente condizione:

Lmax

Deflessione massima:

L massimo =
M

Cedimenti consentiti del nastro:

Le condizioni di cedimento sono soddisfatte, poiché l max = 0,027

Determiniamo la forza di trazione specificata sul tamburo motore:

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

Dove F 4…1 =К σ n (F 4 +F 1),

Qui K σ n è il coefficiente di resistenza sul tamburo motore con cuscinetti volventi, K σ n =0,03…0,035

Accettiamo Kσn =0,03.

Potenza specificata della stazione motrice:

Dove K 3 =1,1...1,2 è il coefficiente di aderenza tra nastro e tamburo, prendiamo K 3 =1,1;

η=0,8…0,9 – efficienza complessiva del meccanismo di azionamento, assumere η = 0,85

Secondo il catalogo (Tabella P27), accettiamo un motore elettrico CA chiuso con coppia di avviamento maggiorata, tipo 4A200M. Che ha P = 22 kW, velocità di rotazione n = 1000 giri/min.

Sviluppo di una stazione motrice.

Velocità del tamburo motore:

giri/min

Rapporto di cambio:

Secondo la tabella P10, a seconda del rapporto di trasmissione, della potenza del motore elettrico e della velocità di rotazione, selezioniamo un cambio con un rapporto di trasmissione U = 16,3 tipo Ts2-350, potenza di trasmissione in condizioni di funzionamento gravoso P r = 24,1 kW, velocità di rotazione n r = 1000 giri al minuto.

Velocità effettiva del nastro

Per regolare la tensione della cinghia viene utilizzato un dispositivo di tensionamento del carico con forza di tensione.

Lunghezza della corsa del tamburo tenditore

Lavoro pratico n. 4

Calcolo di un trasportatore verticale a tazze (elevatore) in determinate condizioni.

Gli elevatori a tazze verticali vengono calcolati nella seguente sequenza:

1) Determinare i parametri principali dell'ascensore.

2) Calcolare i carichi lineari.

3) Eseguire un calcolo della trazione dell'ascensore.

4) Determinare la potenza richiesta del motore elettrico, secondo i cataloghi

Seleziona il motore elettrico e il cambio.

Esempio 12. Calcolare un elevatore a tazze verticale con una capacità di Q = 30 t/h, progettato per trasportare pietrisco ordinario secco con una densità  = 1,5 t/m3 e una dimensione media ac = 30 mm ad un'altezza di H = 20 m.

Dati iniziali:

Q = 30 t/h - produttività dell'ascensore;

ca = 30mm - la dimensione media pezzi di materiale;

 = 1,5 t/m3 - densità del materiale;

H = 20m - altezza di sollevamento del carico;

Materiale: normale pietrisco secco.

L'ascensore è installato in un'area aperta.

Soluzione:

Secondo la tabella P28 per trasporto materiali di piccole pezzature (ac
Fattore medio di riempimento della benna  = 0,8.

Per gli ascensori ad alta velocità con scarico centrifugo, il diametro del tamburo può essere determinato secondo la formula di N.K. Fadeev:

dB0,204V = 0,204x1,6 = 0,52 m

Prendiamo il diametro del tamburo motore Db = 500 mm (Tabella P26).

Velocità di rotazione del tamburo:

=61 giri/min

Distanza polare:

M

Poiché hn = 0,24 m
Determinare la capacità lineare dei secchi:

l/m.

Secondo la tabella P29 seleziona portata lineare: 5 l/min

Volume della benna io = 2 l, passo della benna tk = 400 mm, larghezza della benna B = 250 mm, larghezza del nastro Bl = 300 mm, portata della benna A = 140 mm.

Controlliamo la portata della benna in base alla dimensione del materiale. Per le merci ordinarie dovrebbero esserci:

A > (2...2,5)ac = (2...2,5)30 = 60...75mm
Se viene specificato un carico classificato, è necessario soddisfare la seguente condizione:

A > (4...5)ac.

Con i parametri accettati delle benne e la velocità del nastro V = 1,6 m/s, la produttività specificata Q = 30 t/h è garantita con il fattore di riempimento della benna:

Carico utile (peso lineare del carico sollevato):

N/m

Q=qо+q2=132+51=183 N/m.

Il calcolo della trazione dell'ascensore viene effettuato utilizzando il metodo del bypass del contorno. Secondo lo schema di calcolo (Fig. 2), nel punto 1 dovrebbe essere prevista la tensione più bassa. La tensione nel punto 1 è considerata un valore sconosciuto.

La tensione al punto 2, tenendo conto della resistenza sul tamburo di ritorno e dello scavo del carico, è determinata dalla formula:

F2=KF1+Wzach=1.08F1+153,

dove K = 1,08 è il coefficiente di incremento della tensione del nastro a tazze, con

Di solito si considera che il bagno del tamburo sia K = 1,08.

Wzach: resistenza al carico di raccolta.

Wzach=Kzachq2=351=153 N,

qui Kzach è il coefficiente di raccolta, che esprime il lavoro specifico per cui

Speso per raccogliere il carico. Alla velocità della benna 1-1,25

M/s per carichi polverosi e di piccole dimensioni Kzach = 1,25...2,5;

Per carichi di medie dimensioni Kzach = 2...4. Ad una velocità di guida di 1,6

M/s accettiamo Kzach = 3.

Tensione nel ramo in arrivo (punto 3):

Fí = F3 = F2 + qÝ = 1.08F1 + 153 + 18320 = F1 + 3813.

Tensione nel ramo scorrevole quando si conta contro il movimento del nastro (punto 4):

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

Dalla teoria della trazione per attrito abbiamo:

Per un fusto di acciaio con elevata umidità (l'ascensore è installato in un'area aperta), il coefficiente di attrito è f = 0,1 e a  = 180 otteniamo e = 1,37 (Tabella A21). Poi:

F3
Risolvendo questa equazione, otteniamo: F1 = 676 N.

Per garantire la riserva di aderenza, prendiamo F1 = 1000 N, quindi:

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

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

Il numero richiesto di guarnizioni nel nastro adottato del tipo BNKL-65 si trova a р.n.= 65 N/mm (Tabella P19) e il fattore di sicurezza del nastro Kr.p. = 9,5 (Tabella A22).

.

Tenendo conto dell'indebolimento del nastro da parte dei bulloni e della necessità di fissare saldamente i secchi al nastro, lasciamo il nastro precedentemente adottato con z = 4.

Forza circonferenziale sul tamburo motore tenendo conto delle perdite su di esso

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

Determinare la potenza della stazione motrice:

chilowatt,

dove K3 = 1,1...1,2 è il coefficiente di aderenza tra nastro e tamburo,

Accettiamo K3 = 1,2;

 = 0,8...0,9 - prendiamo l'efficienza complessiva del meccanismo di azionamento  = 0,85.

Secondo il catalogo (Tabella P27), accettiamo un motore elettrico CA del tipo CHA112MB, che ha P = 4 kW, velocità di rotazione n = 1000 giri/min.

Rapporto di trasmissione richiesto:

Secondo la tabella P10, a seconda del rapporto di trasmissione, della potenza del motore elettrico e della velocità di rotazione, selezioniamo un riduttore con u = 16,3, potenza di trasmissione in condizioni di esercizio gravose Рр = 10,2 kW, velocità di rotazione dell'albero ad alta velocità nр = 1000 giri/min, tipo Ts2-250 .

Velocità effettiva del nastro:

SM.

Riso. 2. Diagramma di tensione nella cinghia dell'elevatore.

APPLICAZIONI

Tabella P1

Fattore di sicurezza della cordaN A

Tabella P2

Fattore di sicurezza catena nc

Tabella P3

Coefficiente azione utile paranchi a catena  N

Tabella P4

Valore minimo del coefficiente consentito e

Tabella P5

Funi tipo LK-R 6x19 + 1 o.s. secondo GOST 2688-80

2.4. Progettazione di ruote dentate per catene a rulli

I pignoni sono realizzati in acciai 40 e 45 secondo GOST 1050-88 o 40L e 45L secondo GOST 977-88 con tempra fino a 40...50 HRC e. Il design della ruota dentata è sviluppato tenendo conto dello standard per il profilo del dente e la sezione trasversale del cerchio secondo GOST 591-69.

Modulo sezione trasversale i cerchi vengono selezionati in base al rapporto di spessore del disco CON e diametro del cerchio D e. Con uno spessore del disco relativamente grande CON E D e £ 200 mm, per risparmiare metallo viene utilizzato un disco pieno o un disco con fori. A D e > 200 mm si consiglia di utilizzare una struttura composita.

La posizione del mozzo rispetto al disco e al cerchio viene presa per ragioni di progettazione. Quando si installa un pignone su un cantilever all'estremità di uscita dell'albero, per ridurre il momento flettente, è necessario posizionarlo il più vicino possibile al supporto.

La progettazione del pignone di una catena a rulli a fila singola viene eseguita secondo le seguenti raccomandazioni.

Larghezza del dente, mm:

Il dente del pignone può essere realizzato con uno smusso (Fig. 2.3, UN) o con arrotondamento (Fig. 2.3, B);

Angolo smussato g = 20 o, smusso del dente f » 0,2b;

Raggio di curvatura del dente (maggiore);

Distanza dalla sommità del dente alla linea dei centri degli archi di arrotondamento;

raggio di curvatura r 4 = 1,6 mm con passo della catena p £ 35 mm, r 4 = 2,5 mm con passo della catena p > 35 mm;

Lunghezza della corda maggiore, per pignoni senza spostamento dei centri degli archi delle depressioni, mm:

con spostamento dei centri degli archi delle depressioni:

Spessore, mm: ;

Diametro della scanalatura, mm: .

Diametro interno, mm:

Dove [ T] = 20 MPa – sollecitazione torsionale ammissibile;

Diametro esterno, mm:

Lunghezza, mm: ;

- dimensioni della sede della chiavetta: larghezza B e profondità t2 selezioniamo in base al diametro interno del mozzo dalla Tabella 2.7, la lunghezza della chiavetta viene presa costruttivamente dai valori della serie standard di 5...10 mm in meno rispetto alla lunghezza del mozzo.

Tabella 2.7

Chiavi prismatiche (GOST 23360 – 78)

Note: 1. Lunghezze delle chiavi parallele l scegliere dalla riga seguente: 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90, 100, 110, 125, 140 , 160, 180, 200, 220, 250. 2. Un esempio di designazione chiave con dimensioni b = 16 mm, h = 10 mm, l = 50 mm: Chiave 16´10´50 GOST 23360 – 78.

2.5. Sviluppo di un disegno esecutivo di un pignone per catena a rulli

I disegni esecutivi delle ruote dentate della catena a rulli di trasmissione devono essere realizzati in conformità con i requisiti degli standard ESKD e GOST 591.

Gli asterischi nell'immagine (Fig. 2.3) indicano:

Larghezza del dente del pignone;

Larghezza della corona (per pignone a più corone);

Raggio di curvatura del dente (nel piano assiale);

Distanza dalla sommità del dente alla linea dei centri degli archi arrotondati (nel piano assiale);

Diametro del cerchio (più grande);

Raggio di curvatura al bordo del bordo (se necessario);

Diametro del cerchio di sporgenza;

La rugosità superficiale del profilo del dente, le superfici terminali dei denti, la superficie delle sporgenze e la rugosità delle superfici arrotondate dei denti (nel piano assiale).

Nel disegno gli asterischi in alto a destra posizionano la tabella dei parametri. Le dimensioni delle colonne della tabella, nonché le dimensioni che determinano la posizione della tabella nel campo del disegno, sono mostrate in Fig. 2.4.

La tabella dei parametri della ruota dentata è composta da tre parti, separate l'una dall'altra da linee principali continue:

La seconda parte sono i dati per il controllo; la terza parte sono i dati di riferimento.

La prima parte della tabella dei parametri fornisce:

Numero di denti del pignone z;

Parametri della catena di accoppiamento: passo R e diametro del rullo d3;

Profilo del dente secondo GOST 591 con la scritta: "Con offset" o "Senza offset" (centri degli archi della cavità);

Gruppo di precisione secondo GOST 591.

La seconda parte della tabella dei parametri fornisce:

Dimensioni del diametro del cerchio delle depressioni D i e deviazioni massime (per pignoni con numero pari di denti) o la dimensione della corda più grande Lx e deviazioni massime (per pignoni con numero dispari di denti);

Calcolo delle funi d'acciaio

Quando si eseguono lavori di rigging relativi all'installazione di vari dotazioni tecnologiche e strutture, vengono utilizzate funi di acciaio. Vengono utilizzati per la produzione di imbracature e ganci da carico, come tiranti, tiranti e aste, nonché per l'equipaggiamento di paranchi, argani e gru di montaggio.

Indipendentemente dallo scopo, è necessario utilizzare funi di acciaio nelle attrezzature di sollevamento che soddisfino i seguenti requisiti generali:

in base alla progettazione: doppia disposizione;

in base al tipo di trefoli - con un tocco lineare dei fili tra gli strati (LK) e in sostituzione - con un tocco lineare puntuale (TLK);

a seconda del materiale dell'anima - con un'anima organica (OC) e in sostituzione - con un'anima metallica (MC) in filo di corda;

secondo il metodo di posa - non svolgibile (N);

nella direzione della disposizione - disposizione trasversale;

secondo le caratteristiche meccaniche delle funi metalliche di grado I e, in sostituzione, delle funi di grado II;

secondo il gruppo di marcatura - con una resistenza alla trazione temporanea di 1764 MPa o più; in via eccezionale è consentito l'uso di funi con una resistenza di almeno 1372 MPa;

in base alla presenza di rivestimento - per lavori in ambienti chimicamente attivi e acqua - corde con filo zincato;

per scopo - carico (G).

A seconda dello scopo, vengono utilizzati i seguenti tipi di corde:

per imbracature, ganci da carico e attrezzature per paranchi a puleggia, argani, gru - funi più flessibili del tipo LK-RO, versione 6x36 (1 + 7 + 7/7 + 14) + 1 o. Con. (GOST 7668-80); in sostituzione si possono utilizzare funi del tipo TLK-0 di tipo 6x37 (1 + 6 + 15 + 15) + 1 o. Con. (GOST 3079-80);

per tiranti, tiranti e tiranti - corde più rigide del tipo LK-R, esecuzione 6 x 19 (1 + 6 + 6/6) + 1 o. Con. (GOST 2688-80); in sostituzione è consentito utilizzare funi del tipo LK-0, esecuzione 6x19 (1 + 9 + 9) + 1 o. Con. (GOST 3077-80). I dati tecnici dei tipi di funi consigliati sono riportati in appendice. 1.

La resistenza delle funi d'acciaio viene calcolata determinando le forze massime di progetto nei rami, moltiplicandole per il fattore di sicurezza e confrontando i valori ottenuti con la forza di rottura della fune nel suo insieme. In questo caso, le forze calcolate agenti sulla fune comprendono i carichi standard senza tenere conto dei coefficienti di sovraccarico e di dinamismo derivanti dalla massa dei carichi sollevati insieme ai dispositivi di montaggio e alle forze nei tiranti e nelle tiranti.

Il calcolo della fune d'acciaio viene eseguito nel seguente ordine:

1. Determinare la forza di rottura della fune (kN):

dove S è la forza massima di progetto sulla fune, kN; Кз-Fattore di sicurezza (Appendice 2)

2. A seconda dello scopo, selezionare una fune più flessibile (6x36) o più rigida (6x19) e, secondo la tabella GOST (Appendice I), stabilirne le caratteristiche: tipo, design, resistenza alla trazione, forza di rottura (non inferiore al disegno uno), diametro e peso.

Soluzione 1 . Calcoliamo la forza di rottura della corda determinandola in base all'app. 2 fattore di sicurezza k з =5 per una fune da carico con carico leggero:

R k = Sk z = 100*5 = 500 kN.

2. Scegliamo per il verricello una fune flessibile del tipo LK-RO, esecuzione 6x36 (1 + 7 + 7/7 +14) + 1 o. Con. (GOST 7668-80) e secondo la tabella GOST (Appendice I) ne determiniamo le caratteristiche:

resistenza alla trazione temporanea, MPa………1764

forza di rottura, kN…………………………….…517

diametro della fune, mm…………….……31

peso di 1000 m di corda, kg…………………………..3655

Per le opzioni di lavoro per la scelta di una fune d'acciaio per un verricello elettrico con forza di trazione, vedere l'Appendice 11.

Calcolo delle catene saldate e a piastre

Le catene hanno un uso limitato nei lavori di installazione. Le catene saldate non calibrate vengono solitamente utilizzate come imbracature, le catene saldate calibrate e a piastre vengono utilizzate nei meccanismi di sollevamento.

Per le catene saldate e a piastre, la forza ammissibile su un ramo della catena (kN) è determinata dalla formula:

dove R è il carico di rottura, kN (selezionato secondo le tabelle GOST: per catene saldate - tabella 1, per catene a piastre - tabella 2); kz - fattore di sicurezza per catene (selezionato in base al loro scopo secondo la Tabella 3).

I diametri dei tamburi e dei pignoni circondati dalla catena saldata non devono essere inferiori a: per azionamento manuale - 20 diametri di maglie, per azionamento a macchina - 30 diametri di maglie. Il numero di denti del pignone per catene a lamelle deve essere almeno sei.

Esempio 2. Determinare la forza ammissibile in una catena di carico saldata con un diametro di acciaio della catena di d=8 mm per un meccanismo di sollevamento azionato manualmente.

Soluzione. 1. Trova l'entità del carico di rottura per una determinata catena secondo

tavolo 1: R = 66 kN.

Tabella 1. Catene a maglie tonde e di trazione.

(GOST 2319-81, ST SEV 2639-80)

Tabella 2. Catene di carico delle piastre.

(GOST 191-82, ST SEV 2642-80)

Nota. Le catene a piastre di carico sono prodotte in quattro tipi

I - con rivettatura senza rondelle; III - con rivettatura su rondelle;

II - su coppiglie; IV - con creste lisce.

Tabella 3. Fattore di sicurezza

2. Determinare la forza ammissibile nella catena a k = 3:

S = R/k s =66/3 = 22 kN.

Esempio 3. Selezionare una catena a foglia per un meccanismo di sollevamento con azionamento della macchina al carico massimo sul ramo della catena S= 35kN.

Soluzione . 1. Trovare il carico di rottura nel ramo della catena:

R = Sк ç= 35*5 = 175 kN.

2. Utilizzando la tabella. 2, selezionare una catena a foglia con le seguenti caratteristiche:

Tipo di catena……………………………………….….11

Passo catena t, mm…………….…60

Larghezza piastra B, mm…………….38

Diametro della parte centrale del rullo d, mm………………….…...26

Lunghezza rullo l, mm…………….….97

Numero di piastre in un collegamento…………………..…...4

Per le opzioni di lavoro per la selezione di una catena a piastre, vedere Appendice 12.

Calcolo delle imbracature a fune

Le imbracature in funi d'acciaio vengono utilizzate per collegare pulegge di montaggio con veicoli di sollevamento e trasporto (pali, portali, galloni, bracci, travi di montaggio), ancoraggi e strutture edili, nonché per l'imbracatura di attrezzature e strutture sollevate o spostate con meccanismi di sollevamento e trasporto .

Nella pratica di installazione, vengono utilizzati i seguenti tipi di imbracature a fune: convenzionali, che includono universali e a uno, due, tre e quattro bracci, fissate all'attrezzatura da sollevare con cinghie o impugnature di inventario, nonché attorcigliate e in asciugamano .

Per l'imbracatura di attrezzature pesanti vengono utilizzate principalmente imbracature intrecciate di inventario, realizzate sotto forma di un anello chiuso mediante posa parallela sequenziale e densa di spire intrecciate di corda attorno alla spira centrale iniziale. Queste imbracature presentano numerosi vantaggi: distribuzione uniforme del carico su tutte le curve, consumo ridotto di fune e imbracatura meno dispendiosa in termini di manodopera.

Le imbracature per asciugamani sono anche realizzate sotto forma di un anello chiuso di spire di fune strettamente disposte, posizionandole in un unico strato sul dispositivo di presa e sull'elemento dell'attrezzatura sollevata (accessorio di montaggio, perno, albero). Ciò garantisce una tensione uniforme sui singoli rami dell'imbracatura. Le estremità della fune sono fissate in un anello mediante morsetti.

I metodi per la produzione e l'uso di imbracature attorcigliate e per asciugamani sono descritti nello standard industriale OST 36-73-82.

L'imbracatura attorcigliata omologata per l'uso viene fornita con targhetta metallica riportante i dati tecnici fondamentali.

Le imbracature a fune vengono calcolate nel seguente ordine (Fig. 1, UN).

1. Determinare la tensione (kN) in un ramo dell'imbracatura:

S = Р/(mcos α),

dove P è la forza di progetto applicata all'imbracatura, escluso il sovraccarico e i fattori dinamici, kN; m - numero totale di rami dell'imbracatura; α è l'angolo tra la direzione di azione della forza di progetto e il ramo dell'imbracatura, che viene impostato in base alle dimensioni trasversali dell'attrezzatura da sollevare e al metodo di imbracatura (si consiglia di impostare questo angolo non superiore a 45° , tenendo presente che all'aumentare di essa aumenta notevolmente la forza nel ramo dell'imbracatura).

2. Trovare la forza di rottura nel ramo dell'imbracatura (kN):

dove kz è il fattore di sicurezza dell'imbracatura (determinato secondo l'Appendice 2 in base al tipo di imbracatura).

Fig. 1. Schemi di progettazione delle imbracature a - imbracatura a fune; b- fionda attorcigliata

3. Sulla base della forza di rottura calcolata, utilizzando la tabella GOST (Appendice I), viene selezionata la fune d'acciaio più flessibile e vengono determinati i suoi dati tecnici, tipo e design, resistenza alla trazione temporanea, forza di rottura e diametro.

Soluzione: 1. Determinare la tensione in un ramo dell'imbracatura, chiedendo numero totale rami m = 4 e il loro angolo di inclinazione α = 45 o rispetto alla direzione di azione della forza di progetto P:

S = P/ (m cosα) = 10 G o /(m cosα)=

10×15/(4×0,707)=53 kN.

2. Trovare la forza di rottura nel ramo dell'imbracatura:

R n = Sk z = 53 * 6 = 318 kN.

3.In base alla forza di rottura rilevata, utilizzando l'app. 1, selezionare una fune del tipo LK-RO, disegno 6×36(1+7+7/7+14)+1о.с. (GOST 7668-80) con caratteristiche:

Resistenza alla trazione temporanea, MPa…………….…………1960

Forza di rottura, kN……………..….………338

Diametro della fune, mm…………….…….………23,5

Peso di 1000 m di corda, kg…………………………..2130

Per le varianti dei compiti per il calcolo di una fune d'acciaio per un'imbracatura, vedere l'Appendice 13.

4.Calcolo di un'imbracatura attorcigliata (Figura 1, b)

1. Determinare la tensione (kN) in un giro di corda della braca:

S = Р/(mncos α),

dove P è la forza applicata all'imbracatura, kN; t - numero di rami della braca (per braca attorcigliata m=2); n - il numero di giri di fune nella sezione trasversale di un ramo dell'imbracatura (normalmente n = 7,19 o 37 giri); α è l'angolo tra il ramo della braca e la direzione della forza P (consigliato a≤30 o).

2. Trovare la forza di rottura (kN) in un giro di corda della braca:

dove kz è il fattore di sicurezza (Appendice 2).

3. In base alla forza di rottura calcolata, utilizzando la tabella GOST (Appendice 1), selezionare una fune d'acciaio per un'imbracatura attorcigliata e determinarne i dati tecnici.

4. Trova il diametro stimato d dalla sezione trasversale del ramo dell'imbracatura (mm) a seconda del numero di spire nella sezione trasversale di un ramo:

7 giri…………d c = 3d

19 giri……………dc = 5d

37 giri……………dc = 7d

dove d è il diametro della fune per i giri della braca.

5. Trovare il diametro minimo del dispositivo di presa:

D un = k c d c,

Dove a s - coefficiente di rapporto tra i diametri del dispositivo di presa e la sezione del ramo della braca; il suo valore minimo è:

per dispositivo di presa a doppia curvatura (tipo benna)….. ks ≥ 2

per pinza cilindrico …………….ks ≥ 2

6. Calcola la lunghezza della corda (m) per realizzare un'imbracatura attorcigliata

Lk = 2.2nl+2t,

dove l è la lunghezza richiesta dell'imbracatura lungo la spira centrale, m; T- passo della fionda pari a 30 D, M.

Soluzione. 1. Determinare la tensione in un giro di corda della fettuccia, data dall'angolo α - 20°, numero di giri di corda in un ramo della braca n = 19 pz. e tenendo presente che P = 10G o:

S = P/(mncosα) = 10×300/(2×19×0,94) = 84 kN.

2. Trovare la forza di rottura in un giro di corda:

R k = Sk z = 84*5 = 420 kN.

3.Secondo l'app. Seleziono fune in acciaio tipo JIK-PO disegno 6×36 (1+7+7/7+14)+1o.s. (GOST 7668-80) con caratteristiche:

Resistenza alla trazione temporanea, MPa………1960

Forza di rottura, kN…………………430,5

Diametro della fune, mm…………….……27

Peso di 1000 m di corda, kg…………………………..2800

4. Trova il diametro della sezione trasversale stimato del ramo dell'imbracatura

dc = 5d = 5*27 = 135 mm.

5.Calcola il diametro minimo del dispositivo di presa

D z = k c d c = 4 * 135 = 540 mm.

6. Determiniamo la lunghezza della corda per realizzare l'imbracatura, specificandone la lunghezza l = 1,5 m:

L k = 2,2nl +2t = 2,2×19×1,5 + 2×0,8 = 64,3 m, dove t = 30d - 30×0,027 = 0,8 m.

Per le opzioni per il calcolo delle brache intrecciate, vedere Appendice 14.

Riso. 2. Schema di progettazione della trave di montaggio

2. Il momento flettente massimo viene calcolato utilizzando la formula

M massimo = ,

Dove l– luce della trave di montaggio.

3. Calcolare il momento di resistenza richiesto, in base al quale viene selezionato un profilo standard

W tr = ,

Dove R– resistenza di progetto, MPa (Appendice 3); M– coefficiente delle condizioni operative (Appendice 4).

Esempio 6. Calcolare la trave di montaggio con una luce di l = 3 m per sollevare un'apparecchiatura del peso di 18 tonnellate con un paranco fissato al centro della trave, se è noto che la massa del paranco è G p = 1,2 t, la la forza nel ramo in corsa è S p = 35 kN. Materiale trave St.3.

1. Determinare la forza che agisce sulla trave di montaggio nel punto di sospensione della puleggia:

R= 10· G O A P A d+10 G P A n+ S n =10·18·1,1·1,1+10·1,2·1,1+35=266 kN.

2. Il momento flettente massimo nella trave di montaggio viene calcolato utilizzando la formula

M massimo =
kN cm

3. Trovare il momento di resistenza richiesto della sezione trasversale della trave di montaggio

W tr = = 19950 / (0,85 0,1 210) = 1117,6 cm3 .

4. Per una trave a sezione solida (Appendice 5), accettiamo una trave a I№ 45con L x = 1231 cm3 , che soddisfa la condizione W x >W tr.

Per le opzioni per il calcolo della trave di installazione, vedere l'Appendice 15.

Calcolo della traversata

Le traverse sono dispositivi di sollevamento rigidi progettati per il sollevamento di apparecchiature grandi, lunghe e con pareti sottili, come i gusci.

Uno degli scopi importanti della traversa quando si installano apparecchi a pareti sottili è quello di assorbire le forze di compressione e i momenti flettenti risultanti per evitare la deformazione dell'apparecchio durante il sollevamento.

Tipicamente, una traversa è una trave composta da singole travi a I, canali o tubi di acciaio varie dimensioni. Talvolta la traversa è costituita da travi a doppio T o da canali collegati da piastre di acciaio, o tubi di acciaio rinforzati con elementi fluidi.

Quando si sollevano attrezzature con più gru con capacità di sollevamento diverse, vengono utilizzate traverse di bilanciamento o bilanciamento con bracci diversi.

La traversa lavora in flessione e compressione. Il peso della traversa è una piccola frazione del peso del carico sollevato (di solito non più di 0,5 kg).
1%), pertanto, nei calcoli pratici, il momento flettente nella traversa e la deflessione dovuta alla propria massa possono essere trascurati.

Per le varianti dei compiti per il calcolo della sezione trasversale della trave vedere l'Appendice 16.

Appendice 3

Appendice 4

Appendice 5

Appendice 6

Canali (GOST 8240–72)

Continuazione dell'Appendice 6

Appendice 7

Dati di progettazione di base per tubi in acciaio senza saldatura (GOST 8732– 78)

Continuazione dell'Appendice 7

Continuazione dell'Appendice 7

Continuazione dell'Appendice 7

Appendice 8

Fattore di riduzione della lunghezza di progetto μ per barre a sezione costante

Appendice 9

Massima flessibilità degli elementi compressi[λ]

Appendice 10

Coefficiente flessione longitudinaleφ elementi compressi centralmente

Per acciaio St.3.

Appendice 11

Opzioni per la scelta di una fune d'acciaio per un verricello elettrico con le seguenti forze di trazione :

Appendice 15

Opzioni per le attività per il calcolo della trave di montaggio per il sollevamento di un dispositivo con una puleggia:

Continuazione dell'Appendice 15

Appendice 16

Opzioni per il calcolo della sezione di una trave trasversale.

Kp e Kd sono assunti pari a 1,1

Appendice 17

Opzioni per il calcolo di una trave di compressione per il sollevamento di un tamburo cilindrico orizzontale:

Bibliografia

Funi, catene, dispositivi di presa del carico, dispositivi di presa del carico e contenitori

A cosa servono le funi sulle gru?

Le funi delle gru di sollevamento servono a trasmettere le forze di trazione dagli argani agli organi di lavoro esecutivi e a metterli in movimento.
Secondo le “Norme per la progettazione e l'esercizio in sicurezza delle gru per il sollevamento di carichi”, le funi di acciaio utilizzate come carico, braccio, byte, trazione portante e imbracature devono essere conformi alle normative vigenti norme statali e disporre di un certificato (certificato) o di una copia del certificato del produttore delle corde relativo al loro test in conformità con GOST 3241-66. Quando si ricevono corde senza certificato, queste devono essere testate secondo lo standard specificato.

Non è consentito l'utilizzo di corde prive di certificato di prova.

In quali tipologie di funi d'acciaio si suddividono in base al tipo di contatto dei fili nei trefoli?

In base al tipo di contatto dei fili nei trefoli, le funi di acciaio si dividono principalmente in tre tipologie: funi a punto di contatto (TC), costituite da fili dello stesso diametro; funi a contatto lineare (LT), costituite da fili di diverso diametro, e funi a contatto puntiforme e lineare di fili in trefoli (TLT). Inoltre, se la fune ha fili in singoli trefoli dello stesso diametro, alle designazioni LK e TLK viene aggiunta la lettera O, ad esempio LK-O, TLK-O. Se i singoli trefoli sono costituiti da due fili di diverso diametro, alla designazione viene aggiunta la lettera P, ad esempio LK-R, TLC-R. Se i singoli trefoli sono costituiti da fili di diametro diverso e identico, alla designazione viene aggiunto RO, ad esempio LK-RO, TLK-RO.

È accettato per caratterizzare le funi d'acciaio, compresi i loro dati di base simbolo, dove in primo luogo è indicato il diametro della fune, in secondo luogo la sua destinazione, in terzo luogo le proprietà meccaniche del filo, in quarto luogo le condizioni di lavoro, in quinto luogo la direzione di posa degli elementi della fune, metodo di posa nel sesto, il gruppo di marcatura in base alla resistenza temporanea alla rottura del filo. Alla fine viene indicato il numero GOST in base al quale è realizzata la corda.
Ad esempio, una fune con un diametro di 24 mm, per carichi (G) in filo leggero (grado B), per condizioni di lavoro leggere (LS), non svolgente (N) con un gruppo di marcatura per resistenza alla trazione di 160 kg/cm2 è designato come segue: 24-G- V-LS-N-160 GOST 3077 - 69. Come vengono suddivise le funi d'acciaio in base alla direzione di avvolgimento dei fili e dei trefoli nella fune?
A seconda della direzione di avvolgimento dei fili e dei trefoli nella fune, le funi d'acciaio si dividono in funi ad avvolgimento unidirezionale e funi ad avvolgimento incrociato.

Se i fili nei trefoli e i trefoli nella fune vengono attorcigliati in una direzione, ad esempio a destra o a sinistra, tale fune viene chiamata fune unidirezionale.

Se i fili nei trefoli sono attorcigliati in una direzione, ad esempio a destra, e i trefoli sono attorcigliati nell'altra direzione, ad esempio a sinistra, tale corda viene chiamata corda ad avvolgimento incrociato. Sebbene abbia meno flessibilità di una corda posata unidirezionale, è meno suscettibile allo srotolamento e all'appiattimento quando si piega attorno ai blocchi.

Come viene determinato il passo di lay-out?

Il passo di posa di una fune si determina come segue: sulla superficie di un trefolo viene apposto un segno da cui si contano lungo l'asse centrale della fune tanti trefoli quanti sono nella sezione della fune (normalmente sei), ed un il secondo segno viene posizionato sul filo successivo dopo il conteggio. La distanza tra i segni sarà il passo del lay.

Quali tipi di funi d'acciaio esistono?

Le funi in acciaio sono disponibili in diversi modelli, ma vengono utilizzate principalmente funi 6X19+1; 6X37+1; 6X61 + 1. Inoltre, questi numeri indicano che tutte le strutture di funi elencate sono a sei trefoli, e in ciascun trefolo nel primo caso ci sono 19 fili più un'anima, nel secondo caso ci sono 37 fili più un'anima e nel nel terzo caso ci sono 61 fili più un'anima, che in tutte le corde si trova al centro della corda, e attorno ad essa sono avvolti i trefoli. Affinché la fune possa essere lubrificata durante il funzionamento, l'anima viene impregnata con un lubrificante speciale prima di essere inserita nella fune.

Che tipo di funi vengono utilizzate sulle gru?

Le funi del modello 6X19+1 sono consigliate per l'uso per tiranti e cavi, cioè nei casi in cui non sono soggette a flessioni ripetute, le funi 6X37+1 sono per le pulegge del meccanismo di sollevamento del carico, bracci e come fune di trazione, poiché sono più elastici di kanatbH 19+1.

Quali metodi vengono utilizzati per fissare le estremità della corda?

Utilizzato principalmente sulle gru seguenti metodi fissaggi dell'estremità della fune: morsetto a cuneo; riempimento dell'estremità della fune con metallo a basso punto di fusione in un manicotto conico forgiato, stampato o fuso; anelli sui morsetti (fissaggio con morsetti); anelli utilizzando treccia e strisce di bloccaggio.
È vietato utilizzare boccole saldate in ghisa o acciaio quando si fissa l'estremità della fune con un morsetto a cuneo o metallo a basso punto di fusione.

Come viene fissata l'estremità della fune con un morsetto a cuneo?

L'estremità della fune d'acciaio è fissata con un morsetto a cuneo come segue: l'estremità della fune viene fatta passare attraverso il lato stretto del corpo del cono in acciaio in modo che l'estremità libera della fune e il ramo di lavoro escano dal lato stretto del il foro del cono, formando un anello dietro l'estremità allargata del corpo.

Successivamente, nel passante viene inserito un cuneo di acciaio, dotato di scanalature sulle superfici laterali per un migliore adattamento della corda. Successivamente, la fune con il cuneo viene tirata nell'alloggiamento, bloccando le estremità della fune tra le superfici interne del foro conico e del cuneo.

Si ricorda che l'estremità libera della fune con tale fissaggio deve estendersi oltre il bordo del foro conico per una lunghezza pari a 10-12 diametri di fune.

Come si fissa l'estremità di una corda riempiendola di metallo a basso punto di fusione?

Il fissaggio dell'estremità della fune d'acciaio mediante colata di metallo a basso punto di fusione viene effettuato come segue: l'estremità della fune viene fatta passare attraverso il lato stretto del corpo conico in acciaio dietro il lato largo. Quindi questa estremità viene dipanata in fili separati, il nucleo di canapa viene tagliato, i fili e l'interno della boccola conica vengono incisi con acido cloridrico e l'estremità non intrecciata viene tirata nella boccola. Successivamente, la spazzola risultante di fili di acciaio all'interno del manicotto conico viene riempita con lega per saldatura o altro metallo a basso punto di fusione.

Quanti morsetti devono essere installati quando si fissa una fune utilizzando i morsetti?

Il numero di morsetti quando si fissa una fune mediante morsetti è determinato in fase di progettazione, ma deve essere almeno tre.

La spaziatura dei morsetti (la distanza tra i morsetti) e la lunghezza dell'estremità libera della fune dall'ultimo morsetto devono essere almeno sei diametri di fune.

Tutti i dadi di serraggio devono essere posizionati sul lato del ramo di lavoro del circuito e la tensione delle due estremità della fune è considerata normale se il diametro della fune dopo aver serrato i dadi è 0,6 del diametro originale.

È necessario controllare la cerniera e il suo fissaggio dopo aver serrato i dadi di bloccaggio?

Dovrebbe. La fune viene mantenuta sotto carico, quindi i dadi di serraggio vengono nuovamente serrati al limite specificato. Per evitare che l'estremità libera della fune tocchi qualcosa durante il funzionamento, è avvolta con filo morbido.

È opportuno installare delle redance quando si fissa l'estremità di una fune con i morsetti?

Quando si fissa l'estremità di una fune d'acciaio, utilizzando morsetti o trecce, è necessario inserire una redancia nel cappio, poiché protegge la fune da piegature brusche e usura prematura.

Quante forature dovrebbero esserci sulla corda con ciascun capo quando si intreccia l'estremità della corda?

Il numero di fori della corda con ciascun trefolo durante l'intrecciatura deve essere almeno 4 - con un diametro della corda fino a 15 mm, almeno 5 - con un diametro della corda da 15 a 28 mm e almeno 6 - con una corda diametro da 28 a 60 mm. Quando si intreccia l'estremità di una corda, l'estremità viene dipanata in trefoli, l'anima di canapa viene tagliata e
La parte non intrecciata è posizionata saldamente sulla scanalatura della scheda del ditale. Quindi i fili non intrecciati vengono intrecciati nel ramo di lavoro della corda, forandolo con uno strumento speciale. L'ultima foratura può essere eseguita con la metà del numero di fili di corda e la treccia deve adattarsi perfettamente all'estremità.

Come è fissata la fune al tamburo?

Il fissaggio della fune al tamburo deve essere affidabile, prevedendo la possibilità della sua sostituzione. Se si utilizzano barre di bloccaggio, il loro numero deve essere almeno due. La lunghezza dell'estremità libera della fune dall'ultimo morsetto del tamburo deve essere almeno il doppio del diametro della fune. Non è consentito piegare l'estremità libera della fune sotto o in prossimità della barra di bloccaggio.

È necessario verificare la resistenza di una fune prima di posizionarla su una gru?

Quando la forza di rottura totale è indicata nel certificato o nel certificato di prova di una fune, il valore P viene determinato moltiplicando la forza di rottura totale per 0,83 o per il coefficiente determinato secondo GOST per la fune del modello selezionato.

Qual è il fattore di sicurezza di una corda?

Il fattore di sicurezza di una fune è il rapporto tra la forza di rottura della fune nel suo insieme e il massimo carico di lavoro.

Qual è il fattore di sicurezza delle funi d'acciaio installate sulle gru?

Nella tabella sono riportati i coefficienti di sicurezza minimi ammessi per le funi d'acciaio installate sulle gru.

Per ridurre l'usura delle funi dei carriponte, a portale e a ponte, queste vengono lubrificate con un unguento per funi riscaldato a circa 60 °C ogni mese di funzionamento.

Prima della lubrificazione, la fune viene attentamente controllata e lo sporco e il grasso vecchio vengono rimossi dalla sua superficie con uno straccio imbevuto di cherosene. È vietato pulire lo sporco dalla superficie della fune con una spazzola metallica, poiché ciò rimuove la zincatura dalla superficie dei fili e ciò porta all'arrugginimento della fune.

In quali casi le funi d'acciaio vengono rifiutate?

Le funi d'acciaio vengono respinte seguenti casi: se anche un solo filo è strappato; se il numero di fili rotti in fase di posa è superiore al normale (vedi tabella a pag. 244); se l'usura superficiale o la corrosione dei fili della fune è pari o superiore al 40%; se si sono formate delle pieghe sulla corda; se la corda è molto deformata (appiattita).

Il tasso di rigetto del numero di fili della fune è ridotto se presentano usura superficiale o corrosione?

Diminuisce, poiché in questo caso diminuisce la resistenza della corda. Inoltre, quando il diametro dei fili diminuisce a causa dell'usura superficiale o della corrosione del 10, 15, 20, 25 e 30%, il numero di rotture per fase di posa dovrebbe essere ridotto del 15, 25, 30, 40 e 50% , rispettivamente.

Se il diametro dei fili diminuisce del 40% o più la fune viene scartata.

Come viene determinata l'usura superficiale o la corrosione della fune (fili)?

L'usura superficiale o la corrosione dei fili della fune viene determinata come segue. Nella zona di maggiore usura o corrosione del passo della corda, piegare l'estremità del filo rotto, pulirlo da sporco e ruggine e misurare il diametro con un micrometro o altro strumento che garantisca una precisione sufficiente. Se, ad esempio, il diametro iniziale dei fili era di 1 mm e la misurazione mostrava 0,5 mm, in questo caso l'usura o la corrosione sarà del 50%. Una tale corda è certamente respinta.

Cosa cercare Attenzione speciale quando si usano le corde?

Poiché le funi del braccio, del carroponte e delle gru a ponte sono parti particolarmente importanti, devono essere costantemente monitorate e adeguatamente manutenute in modo tempestivo. Ci sono spesso casi in cui, a causa della mancanza di supervisione, il provvedimento viene tempestivo cura adeguata e la sostituzione prematura delle corde usurate, si sono verificati gravi incidenti.

Ecco perché:
In nessun caso si devono utilizzare corde usurate o difettose;
è necessario controllare e serrare sistematicamente e attentamente il fissaggio delle estremità della fune sul tamburo della fune e in altri punti in cui sono incastrate le funi;
non consentire che il numero di giri di fune sul tamburo sia inferiore a 1,5;
lubrificare la fune in modo tempestivo, poiché la sua durata dipende in gran parte da una lubrificazione tempestiva e corretta;
non consentire l'utilizzo di bozzelli con flange scheggiate, poiché una flangia scheggiata provoca il distacco della fune dal bozzello o dal tamburo e talvolta taglia la fune;
se si riscontrano fili spezzati in quantità inferiore a quella alla quale la fune viene respinta, è opportuno tagliarli con una pinza per evitare danni ai fili adiacenti;
Non permettere che la fune tocchi gli elementi strutturali della gru.

Quali catene vengono utilizzate sulle macchine di sollevamento?

Sulle macchine di sollevamento vengono utilizzate catene a piastre - GOST 191-63, saldate e stampate - GOST 2319-70. Questi ultimi sono usati come imbracature e imbracature da carico.

Oltre alle catene indicate, per la produzione di imbracature possono essere utilizzate catene conformi a GOST 6348-65. Tutte le catene utilizzate sulle gru, così come le catene con cui sono realizzate le imbracature, devono avere un certificato di prova del produttore. Se non è presente il certificato di prova, è necessario testare un campione della catena per determinare il carico di rottura e verificare che le dimensioni siano conformi alla norma statale.

Qual è il fattore di sicurezza delle catene in relazione al carico di rottura?

Il fattore di sicurezza delle catene di carico saldate e stampate e delle catene di imbracatura in relazione al carico di rottura non deve essere inferiore a:
carico, funzionante su un tamburo liscio con azionamento manuale - 3, con azionamento della macchina - 6;
carico operante su un pignone (calibrato) con azionamento manuale - 3, con azionamento della macchina - 8;
per imbracature con azionamento manuale - 5, con azionamento a macchina - 5.

Il fattore di sicurezza delle catene a piastre utilizzate nelle macchine di sollevamento deve essere almeno 5 con azionamento meccanico e almeno 3 con azionamento manuale.

Sono consentite giunzioni a catena?

La giunzione delle catene è consentita mediante forgiatura o saldatura elettrica di nuove maglie inserite o utilizzando maglie di collegamento speciali. Dopo la giunzione la catena deve essere ispezionata e testata con un carico pari a 1,25 volte la sua capacità di carico. L'ispezione e il test devono essere effettuati presso la struttura in cui sono state riparate le catene.

In quali casi le catene vengono rifiutate?

Le catene vengono rifiutate se una maglia è rotta, se l'usura di una maglia saldata o stampata è superiore al 10% del diametro originale (calibro) più la tolleranza negativa per la fabbricazione della catena, se si riscontrano crepe nelle maglie della catena.

Come vengono suddivisi i blocchi utilizzati sulle gru?

I blocchi utilizzati sulle gru di sollevamento carichi sono suddivisi in lavoro e livellamento.

I blocchi di lavoro, a loro volta, sono divisi in mobili e fissi. Se il blocco non si alza o non scende rispetto al livello del suolo durante il funzionamento della gru, tale blocco viene chiamato stazionario, sebbene ruoti attorno al proprio asse. Se, durante il sollevamento o l'abbassamento del carico, il blocco si muove con esso, tale blocco viene chiamato mobile.

Sia i blocchi mobili che quelli fissi sono realizzati in ghisa e acciaio. Inoltre, i blocchi di ghisa vengono utilizzati per lavorare con carichi leggeri, mentre i blocchi di acciaio vengono utilizzati per lavorare con carichi grandi e pesanti.

Quali blocchi sono soggetti a maggiore usura?

I blocchi ad alta velocità sono soggetti alla massima usura. Per garantire un'usura uniforme dei bozzelli, nei paranchi con pulegge multiblocco è necessario scambiarli quando si ripara una gru.

Come si può eliminare l'usura irregolare dei blocchi?

L'usura irregolare del blocco può essere eliminata ruotando il profilo della scanalatura, ed è consentita una riduzione del diametro originale di non più di 3 mm per blocchi con diametro di 300 mm e non più di 5 mm per blocchi con diametro fino a 500 mm.

È possibile azionare un blocco con una flangia rotta?

È severamente vietato azionare un bozzello con una flangia scheggiata, poiché una flangia scheggiata provoca il distacco della fune dal bozzello e talvolta può tagliare la fune, provocando gravi incidenti.

Va ricordato che i blocchi della gru devono essere costantemente monitorati, poiché il guasto del blocco può causare un incidente.
Blocco di livellamento, livellamento delle corde di sinistra e lati destri puleggia, non ruota quando il meccanismo è in funzione e talvolta non gli prestano attenzione: non ne lubrificano l'asse, non ispezionano il fissaggio dell'asse. L'operatore della gru deve ricordare che una rottura dell'asse del blocco di livellamento o la sua caduta dai supporti provocherà un grave incidente: il carico con il gancio cadrà a terra.

Cos'è un paranco a catena?

Un dispositivo di sollevamento costituito da fermagli a blocchi fissi e mobili, attraverso i quali viene fatta passare una fune o una catena, è chiamato paranco a catena. Inoltre, maggiore è il numero di blocchi nelle gabbie mobili e fisse della puleggia, maggiore è il numero di rami della fune o della catena e, quindi, maggiore è il guadagno di forza o velocità.

Perché c'è un aumento di forza nei paranchi a puleggia?

L'aumento di forza nei paranchi a puleggia si verifica perché la massa del carico sollevato dal paranco a puleggia è distribuita su tutti i rami della sua fune. Pertanto, maggiore è il numero di blocchi nel paranco a catena, maggiore sarà il numero di blocchi presenti nel paranco a catena grande quantità i rami della fune sono coinvolti nel sollevamento del carico e minore è la forza che cade su ciascun ramo della fune. Grazie a ciò è possibile utilizzare una fune di diametro inferiore e un argano di sollevamento o a braccio con minore forza di trazione.

Quali molteplici pulegge vengono utilizzate sulle gru?

Sulle gru di sollevamento vengono utilizzati paranchi con molteplicità di 2, 3, 4, 6, ecc .. Una puleggia con multiplo di 2 è composta da un blocco fisso e uno mobile. In questo caso, la fune da carico fissata al braccio gira prima attorno al blocco mobile situato sul supporto del gancio, quindi a quello fisso e viene diretta al tamburo del verricello.

Una puleggia con molteplicità 3 è composta da due blocchi fissi montati sul braccio e un blocco mobile posto nella gabbia del gancio. Una puleggia con molteplicità 4 è composta da due blocchi mobili e due fissi.

La molteplicità di un paranco a catena è la sua caratteristica più importante, poiché maggiore è la molteplicità, minore è lo sforzo necessario per sollevare il carico.

Cosa vale per i dispositivi di movimentazione del carico sostituibili?

Gli elementi di sollevamento sostituibili includono un gancio, una pinza, un elettromagnete di sollevamento, ecc.

Come sono realizzati i ganci delle macchine di sollevamento?

I ganci delle macchine di sollevamento - forgiati e stampati - devono essere fabbricati in conformità con GOST 2105-64.

Dopo la produzione, devono essere contrassegnati secondo GOST 2105-64.

I ganci per carichi superiori a 3 tonnellate devono essere fatti ruotare su cuscinetti a sfere chiusi, ad eccezione dei ganci per gru speciali.

Di cosa dovrebbero essere dotati i ganci della gru?

I ganci delle gru di sollevamento devono essere dotati di un dispositivo di sicurezza che impedisca la caduta spontanea del dispositivo amovibile di presa del carico dalla bocca del gancio.

Riso. 3. Gabbia del gancio a blocco singolo:
1 - chiusura dei bauli; 2 - involucro; 3 - guancia; 4 e 8 - cuscinetti a sfera; 5 - assi; 6 - blocco; 7 - dado a gancio; 9 - traversata; /0 - gancio; 11 - chiusura a gancio

Tale dispositivo non può essere dotato dei ganci delle gru a portale che operano nei porti marittimi e1 dei ganci delle gru che trasportano scorie liquide o! metallo fuso.

È possibile che il gancio si consumi?

L'usura del gancio è consentita, ma molto lieve. L'usura massima della gola non deve superare il 10% dell'altezza originaria della sua sezione.

In quali casi un hook viene rifiutato?

Il gancio viene scartato nei seguenti casi: se non ruota nella traversa; se il corno ad uncino è piegato;
se l'usura del gancio in gola supera il 10% dell'altezza della sezione originaria;
se sul gancio non è presente il marchio OTK; se ci sono crepe sul gancio.

Da quali parti è composta la gabbia del gancio?

Il porta gancio (Fig. 3) è costituito da due guance laterali in acciaio di grado 3, un fermo, blocchi, una traversa e un gancio. Le guance sono collegate tra loro da tubi distanziatori e serrate con bulloni di accoppiamento. I blocchi della gabbia sono installati su un asse, che è fissato fissamente nelle guance laterali mediante traverse. La traversa del gancio è installata anche nelle guance laterali ed è assicurata contro il movimento assiale da due barre di bloccaggio; Poiché i perni della traversa hanno scanalature circolari, la traversa può ruotare liberamente nei fori delle guance laterali, per cui il gancio, oltre a ruotare attorno all'asse del gambo, può anche oscillare insieme alla traversa, il che aumenta notevolmente facilita l'imbracatura dei carichi.

Qual è lo scopo del fermo della gabbia del gancio?

Il fermo della gabbia del gancio serve a proteggere il blocco della gabbia da possibili urti nei casi in cui il gancio si avvicina alla posizione più alta.

A cosa dovresti prestare attenzione? staff di servizio quando si utilizzano ganci e gabbiette?

La gabbia del gancio delle gru a braccio, a portale e a ponte è un'unità molto importante, pertanto gli operatori di gru e gli imbracatori devono monitorare costantemente le condizioni della gabbia del gancio durante l'utilizzo della gru. Durante ogni ispezione è necessario verificare la funzionalità delle guance laterali, dei blocchi, della traversa, del gancio, del dado di fissaggio del gancio, del fissaggio degli assi e del fermo. Durante il funzionamento della gru possono comparire difetti nel gancio: piegatura del corno del gancio, scheggiature sul corpo del gancio, usura o contaminazione del cuscinetto di supporto, rottura del dado di bloccaggio del gancio, abrasione della superficie del gancio bocca a gancio, crepe che possono portare a gravi conseguenze. L'operatore della gru e l'imbragatore devono notare tempestivamente ciascuno di questi difetti. L'operatore della gru deve inoltre assicurarsi che i blocchi della gabbia del gancio e il cuscinetto reggispinta del gancio siano lubrificati, poiché la mancanza di lubrificazione causerà il guasto prematuro di queste parti. Quali sono i requisiti per il prelievo?

Per le prese valgono i seguenti requisiti:
la benna deve essere provvista di targhetta indicante il costruttore, il numero della benna, il suo peso proprio, la tipologia del materiale per il quale la benna è destinata alla movimentazione, il peso massimo consentito del materiale scavato; in mancanza di targa, quest'ultima dovrà essere ripristinata dal proprietario della benna;
per sua progettazione la pinza deve escludere la possibilità di apertura spontanea;
le benne realizzate separatamente dalla gru devono essere munite (oltre alla targa) di passaporto, che deve contenere tutti i dati relativi alla benna previsti dal passaporto standard della gru.

L'operatore della gru deve ricordare che una gru per il sollevamento di carichi, nella quale l'elemento di presa del carico è una pinza, può essere messa in funzione solo dopo aver pesato il materiale scavato durante una prova di scavo; il peso della benna con il materiale scavato non deve superare la capacità di sollevamento della gru.

Per le gru con capacità di sollevamento variabile a seconda dello sbraccio del braccio, il peso della benna non deve superare la capacità di sollevamento corrispondente allo sbraccio a cui vengono azionate la gru e la benna. La prova di scavo deve essere eseguita dalla superficie orizzontale del terreno appena riempito.

Dispositivi di sollevamento e contenitori rimovibili

Quali dispositivi sono classificati come dispositivi di sollevamento rimovibili?
I dispositivi di sollevamento rimovibili comprendono quei dispositivi appesi al gancio di una macchina di sollevamento (ad esempio imbracature, pinze, traverse, ecc.).

Quali tipi di imbracature esistono?

Le imbracature possono essere universali, leggere o multiramo. Un'imbracatura che ha la forma di un anello chiuso è chiamata universale, poiché viene utilizzata per imbracare carichi diversi.

Un'imbracatura composta da un ramo con ganci e anelli fissati alle estremità è chiamata leggera (Fig. 4).

Riso. 4. Imbracature: a - universale; b - leggero - prezioso

Riso. 5. Imbracatura multi-ramo

Un'imbragatura multiramo è un'imbragatura composta da più rami assemblati su un anello, con ganci o impugnature alle estremità (Fig. 5).

Come vengono fissati i ganci, gli anelli e gli anelli alle estremità delle imbracature?

Ganci, anelli e anelli alle estremità delle imbracature vengono fissati utilizzando una redancia, intrecciando l'estremità libera dell'imbracatura o installando dei morsetti. Durante l'intreccio, l'estremità dell'imbracatura (fune) viene dipanata in trefoli, quindi questi trefoli vengono intrecciati nel corpo della corda, quindi si intrecciano le giunture con il filo.

Quanti fili di corda dovrebbero essere perforati durante l'intrecciatura?

Il numero di trefoli della fune dell'imbracatura durante l'intreccio deve essere almeno quattro per un diametro della fune fino a 15 mm, almeno cinque per un diametro della fune da 15 a 28 mm e almeno sei per un diametro della fune da 28 a 28 mm. 60 mm.

Quanti morsetti devono essere posizionati all'estremità della fune dell'imbracatura?

Quando si fissano ganci, anelli e anelli all'estremità di una fune di imbracatura mediante l'installazione di morsetti, il loro numero è determinato durante la progettazione, ma deve essere almeno tre; la spaziatura dei morsetti e la lunghezza del capo libero della fune dall'ultimo morsetto devono essere pari ad almeno sei diametri di fune. È vietato posizionare le fascette sulle imbracature utilizzando una fucina o qualsiasi altro metodo a caldo.

Di che materiale sono fatti i ganci e gli anelli per le imbracature leggere e multibraccio?

I ganci e gli anelli per imbracature devono essere realizzati in acciaio di grado 20 o in acciaio dolce a focolare aperto di grado 3, e i ganci devono essere dotati di dispositivi che impediscano la caduta spontanea del gancio dagli anelli di fissaggio o dai pendini del contenitore.

Chi ha il diritto di produrre imbracature, pinze e traverse?

Imbracature, tenaglie, traverse e altri dispositivi di movimentazione del carico hanno il diritto di essere fabbricati da un'impresa o da un cantiere, ma la loro produzione deve essere organizzata centralmente e realizzata secondo standard, mappe tecnologiche o disegni individuali. Inoltre, quando viene utilizzata la saldatura, la documentazione per la fabbricazione di imbracature, morsetti, traverse, ecc. Deve contenere istruzioni per la sua implementazione e controllo di qualità.

Nel giornale di bordo devono essere inserite le informazioni relative alla fabbricazione di imbracature, tenaglie, traverse, ecc. Tale registro deve indicare: il nome dei dispositivi di sollevamento rimovibili, la capacità di carico, il numero normale ( mappa tecnologica, disegno), numeri di certificato del materiale utilizzato, risultati del controllo di qualità della saldatura, risultati dei test del dispositivo di presa del carico rimovibile. Le imbracature, le pinze e le traverse sono soggette a controllo tecnico dopo la loro produzione?
Dopo la produzione, imbracature, pinze, traverse e altri dispositivi di movimentazione del carico devono necessariamente essere sottoposti a ispezione tecnica presso l'impresa o il cantiere in cui sono stati fabbricati; tuttavia, devono essere ispezionati e testati con un carico pari a 1,25 volte la loro capacità di carico nominale.

Dopo il collaudo, i dispositivi di sollevamento amovibili indicati dovranno essere dotati di targhetta o timbro metallico sul quale dovranno essere stampigliati il ​​numero, la portata e la data del collaudo. Inoltre, la capacità di carico delle imbracature per uso generale è indicata con un angolo tra i rami di 90°, e la capacità di carico delle imbracature per usi speciali destinate al sollevamento di un carico specifico è indicata con l'angolo tra i rami adottato nel calcolo. Le imbracature, le pinze, le traverse e gli altri dispositivi rimovibili per la movimentazione dei carichi realizzati per enti terzi, oltre ai timbri o alle targhette, devono essere muniti di passaporto.

Chi dovrebbe effettuare l'ispezione tecnica di imbracature, pinze, traverse e contenitori?

L'ispezione tecnica di imbracature, pinze, traverse e contenitori deve essere effettuata da un supervisore o da un'altra persona appositamente nominata per ordine dell'impresa o del cantiere.

Le imbracature, le pinze e le traverse devono essere periodicamente controllate durante il loro funzionamento?

Le imbracature, le pinze e le traverse durante il loro funzionamento devono essere periodicamente controllate mediante un'ispezione approfondita entro i termini stabiliti dall'amministrazione dell'impresa o del cantiere, ma non inferiori a: imbracature - ogni dieci giorni, pinze - dopo un mese, armi incrociate - dopo sei mesi.

L'ispezione deve essere effettuata da una persona responsabile del buono stato dei dispositivi amovibili di presa del carico; i risultati dell'ispezione devono essere registrati nel registro di ispezione.

Le imbracature, le pinze e le traverse devono essere controllate quotidianamente (ogni turno)?
Le imbracature, le pinze e le traverse devono essere controllate quotidianamente (ogni turno) prima di iniziare il lavoro. Dovrebbero essere controllati da imbracatori, gruisti e persone responsabili della circolazione sicura delle merci.

A quali angoli massimi tra i rami delle imbracature è consentito ormeggiare il carico?

L'angolo massimo tra i rami delle imbracature durante l'ormeggio del carico non deve essere superiore a 90°. Secondo i calcoli, un aumento di questo angolo a 120° è consentito solo in casi eccezionali.

Perché non dovremmo permettere che l'angolo tra i rami delle imbracature superi i 90° durante il sollevamento di un carico?

Perché con l'aumento dell'angolo tra i rami delle imbracature aumenterà notevolmente la tensione sui rami, il che può portare alla rottura delle imbracature stesse, dei ganci o degli anelli di montaggio in cemento armato o prodotti in calcestruzzo. Quindi, con un angolo tra i rami dell'imbracatura pari a 60°, la tensione sui rami dell'imbracatura aumenterà del 15%, con un angolo di 90° la tensione aumenterà del 42%, e con un angolo di 120° la tensione sui rami dell'imbracatura i rami della fionda aumenteranno di 2 volte.

In quali casi le imbracature vengono rifiutate?

Le brache vengono rifiutate nei seguenti casi: se il numero di fili rotti per passo di avvolgimento delle funi dell'imbracatura è superiore alla norma (vedi tabella a pag. 244), se i ganci delle brache presentano crepe, se la gola del gancio dell'imbracatura presenta un'usura superiore al 10% dell'altezza originale della sua sezione, se la fune della braca ha un trefolo strappato, se la fune della braca presenta un'usura superficiale o corrosione pari o superiore al 40%, se le redance sono cadute, se la braca gli anelli presentano crepe o l'usura è più che accettabile, se la fune dell'imbracatura è gravemente deformata (appiattita).

Chi ha il diritto di produrre contenitori?

Un'impresa o un cantiere ha il diritto di produrre contenitori, ma deve essere fabbricato centralmente e prodotto secondo standard, mappe tecnologiche e disegni individuali.

Dopo la fabbricazione, il contenitore deve essere sottoposto a certificazione tecnica mediante ispezione, poiché non è necessario testare il contenitore con un carico. L'ispezione dei contenitori deve essere effettuata secondo le istruzioni approvate dalla direzione dell'impresa o del cantiere, che definiscono la procedura e i metodi di ispezione, nonché l'eliminazione dei difetti rilevati.

Le informazioni sulla fabbricazione e l'ispezione dei contenitori devono essere inserite nel registro per la registrazione dei dispositivi e dei contenitori rimovibili per la movimentazione del carico. Questo diario deve indicare: il nome del container, il peso proprio del container, la sua capacità di carico, lo scopo del container, il numero normale (mappa tecnologica, disegno), numeri di certificato per il materiale utilizzato, i risultati della qualità della saldatura controlli, i risultati dell'ispezione del contenitore.

Quali informazioni devono essere riportate sul contenitore dopo l'esame tecnico?

Dopo l'esame tecnico, sul container devono essere riportate le seguenti informazioni: numero del container, tara del container, peso massimo del carico per il quale è destinato a essere trasportato e scopo del container.

I contenitori dovrebbero essere ispezionati periodicamente?

I contenitori devono essere ispezionati periodicamente (mensilmente) e i risultati dell'ispezione devono essere registrati nel registro di ispezione dei dispositivi di sollevamento e dei contenitori. Il contenitore deve essere ispezionato da una persona responsabile del corretto stato del contenitore. Inoltre, i contenitori devono essere ispezionati quotidianamente (ogni turno) dagli imbracatori, dagli operatori delle gru e dalla persona responsabile del funzionamento sicuro delle gru.

In quali casi il contenitore viene rifiutato?

Gli operatori di gru e gli imbracatori devono ricordare che i dispositivi di sollevamento rimovibili e i contenitori che non hanno superato il controllo tecnico, non hanno etichette (timbri) e sono difettosi non possono funzionare e non devono essere collocati nelle aree di lavoro.

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