Factorul de siguranță permis pentru lanțuri cu role. Calculul lanțurilor sudate și cu plăci Cum este permisă îmbinarea lanțurilor

§ 8. Cerințe de siguranță pentru mașinile și mecanismele de ridicare și transport.

Funii si lanturi pentru masini de ridicat. Factorul de siguranță al frânghiilor de ancorare.

La calcularea celor mai importante părți ale mașinilor de ridicat și cablurilor, se ia în considerare o marjă mare de siguranță.

Corzi și lanțuri- cele mai critice părți mecanisme de ridicare. Metodele de fixare a capetelor cablurilor sunt prezentate în instrucțiunile furnizate împreună cu echipamentul. Cablurile de oțel de marfă, brațul, brațul, portante și de tracțiune sunt verificate prin calcul înainte de instalarea pe o mașină de ridicat:

unde k este factorul de siguranță; P - forța de rupere a frânghiei (acceptată conform GOST), N; S - tensiunea maximă a ramurilor de frânghie (excluzând sarcini dinamice), N.

Tensiunea cablurilor de ridicare din oțel depinde de numărul de ramuri și de unghiul lor de înclinare față de verticală (Fig. 117). Cel mai mic factor de siguranță pentru unele tipuri de frânghii este dat în tabel. 38.

Orez. 117. Modificări ale tensiunii în frânghii și sarcinii admisibile în funcție de unghiul dintre ramurile frânghiei

Tabelul 38

Calculul se face conform formulei

Factorul de siguranță al cablurilor de ridicare cu cârlige, inele sau cercei la capete este acceptat a fi nu mai mic de 6. Dacă mai mult de 10% din fire se sparg într-o frânghie de ridicare pe pas de întindere, întreaga frânghie este respinsă și nu sunt îmbinări. permis.

Factorul de siguranță pentru lanțurile sudate este selectat de la 3 la 9 în funcție de tipul și scopul lanțului și de tipul de antrenare. Dacă zalele lanțului sunt uzate mai mult de 10% din diametrul lor original (gabaritul lanțului), lanțul nu poate fi utilizat.

Diametrul cablului de oțel depinde de diametrul tamburului sau blocului pe care îl înconjoară și este de mare importanță pentru a-i asigura rezistența la uzură.

unde D este diametrul tamburului sau al blocului, măsurat de-a lungul fundului canelurii, mm; d - diametrul cablului, mm; e este un coeficient în funcție de tipul mașinii de ridicat și de modul de funcționare al acesteia, având o valoare de la 16 la 30.

Funii de otel- un element critic al unei mașini de ridicat, iar starea acestora necesită o monitorizare constantă. Cablurile de oțel sunt respinse în funcție de numărul de rupturi de sârmă pe lungimea unei etape de întindere. Pasul de întindere este determinat de linia longitudinală a suprafeței frânghiei; este egală cu distanța la care se așează numărul de șuvițe prezente în secțiunea frânghiei. Pentru cablurile cu mai multe șuvițe care au șuvițe în straturile interioare și exterioare, șuvițele sunt numărate pe baza numărului de șuvițe din stratul exterior.

Respingerea frânghiilor se efectuează conform următoarelor criterii prezentate în tabel. 39.

Tabelul 39

Cablurile mașinilor de ridicat destinate ridicării persoanelor, precum și transportului de metal topit sau fierbinte, acizi, explozivi, substanțe inflamabile sau toxice, sunt respinse dacă numărul de rupturi de sârmă la o etapă de pozare este jumătate din cât este indicat în tabel. 39.

Odată cu uzura superficială a frânghiei sau coroziunea firelor, numărul acestora la etapa de pozare ca semn de respingere scade (Tabelul 40).

Tabelul 40

Dacă firele de frânghie sunt uzate sau corodate, ajungând la 40% sau mai mult din diametrul lor inițial, precum și dacă este detectată un fir rupt, cablul este respins.

Când se utilizează un lanț sudat, se ia diametrul tamburului sau al blocului: pentru mașinile de ridicare manuale - de cel puțin 20 de ori ecartamentul lanțului, iar pentru o mașină de antrenare - de cel puțin 30 de ori ecartamentul lanțului. Când utilizați un pinion, lanțurile sudate, calibrate și cu foi, trebuie să fie în cuplare completă simultană cu cel puțin doi dinți ai pinionului.

Lucrarea practică nr. 1

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

1. 
   Selecția de frânghii și lanțuri de oțel.

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

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

Fр  Fр.m

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

Standarde GOST relevante pentru frânghii (lanțuri);

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

Formulă:

Fр = Fmax · n,

Unde n- factor de siguranță luat conform Pra-

Gosgortekhnadzor pas în funcție de scopul frânghiei și

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

Nc sunt date în tabelele P1 și P2.

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

Fmah =G/ z ·  n, kN,

Aici G - greutatea sarcinii, kN;

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

n- randamentul scripetelor (Tabel P3).

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

z = u· A,

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

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

u - multiplicitatea scripetelui.

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

Selectăm dimensiunile frânghiei (lanțului) folosind tabelele GOST.

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

Date inițiale:

G = 200 kN – greutatea sarcinii care se ridică;

N= 8m – înălțimea de ridicare a sarcinii;

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

A= 2 – numărul de ramuri înfășurate pe tambur;

u= 4 – multiplicitatea scripetelui.

Forța maximă de lucru a unei ramuri de frânghie:

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

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

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

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

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

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

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

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

Prin urmare, frânghia selectată este potrivită.

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

Date inițiale:

G= 25 kN – capacitatea de ridicare a palanului;

u= 2 – multiplicitatea scripetelui;

A= 1 – palan simplu cu lanț.

Fmah =G/ z ·  b= 25/2 0,96 = 13 kN,

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

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

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

Lanțuri manuale nts= 3 (Tabelul P2).

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

Factorul real de siguranță:

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

Lanțul selectat este potrivit.

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

Date inițiale:

G= 30 kN – greutatea sarcinii care se ridică;

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

Soluţie:

Forța maximă de funcționare a unei ramuri de lanț:

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

Unde  sunet= 0,96 - randamentul pinionului.

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

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

Acționat de mașină nts = 5 (Tabelul P2).

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

Factorul real de siguranță:

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

Lanțul selectat este potrivit.

1. 
   Calcul de blocuri, stele și tobe.

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

Db   e – 1)dLa, mm

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

Pe baza datelor de reglementare ale Regulilor Gosgortekhnadzor

(Tabelul P4);

dLa- diametrul cablului, mm.

Dimensiunile blocurilor sunt normalizate.

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

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

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

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

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

Dn. O. = t/ sin 90 /z, mm

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

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

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

se calculează după formula:

Dn. O. = t/ sin 180 /z, mm

Unde t - pas lanț, mm;

z- numărul dinților pinionului, luat z 6.

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

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

Db   e – 1)dLa, mm.

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

și cu înfășurare unilaterală:

, mm

Unde l R– lungimea de lucru a tamburului;

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

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

Lungimea de lucru este determinată de formula:

,

Unde z– numărul de spire de lucru ale frânghiei;

,

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

H – înălțimea de ridicare a sarcinii, mm

u – multiplicitatea scripetelui;

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

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

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

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

L 0 =b-2h min ∙tg ,

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

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

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

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

, mm

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

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

80MPa pentru fontă C4 15-32;

100MPa pentru oțeluri 25L și 35L;

110MPa pentru oțelurile St3 și St5.

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

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

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

.

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

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

mm

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

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

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

Diametrul cercului de pornire al pinionului

mm,

Unde t=40 mm – pas lanț;

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

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

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

,mm

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

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

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

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

mm

Unde t– pasul virajelor, pentru un tambur cu caneluri

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

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

z R– numărul de spire de lucru ale frânghiei

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

Apoi
mm

Lungimea totală a tamburului:

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

Unde l 3 – lungimea tamburului necesară pentru fixarea funiei;

Mm, acceptăm l 3 =60 mm;

lO- distanța dintre tăieturile din dreapta și din stânga

l O =în-2h min ∙ tg, mm

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

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

h min =1,5 ∙D b=320∙1,5=480 mm

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

l 0 =200-2∙4/80∙tg6°=99,1 mm

Noi acceptam l 0 =100 mm.

Astfel, lungimea totală a tamburului

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

l b=1440 mm = 1,44 m

m.

Noi acceptam
mm.

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

Lucrarea practică nr. 2

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

1. Calculul troliilor manuale

Secvență de calcul pentru un troliu manual.

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

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

3) Determinați dimensiunile principale ale tamburului și blocurilor.

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

N∙ m,

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

Moment pe axul mânerului:

N∙m,

Unde R R– efortul unui muncitor, este acceptat

R R=100...300 N

n– Numărul de lucrători;

- coeficient ţinând cont de aplicarea nesimultană a forţei când lucrand impreuna mai mulți muncitori, =0,8 – pentru doi muncitori =0,7 – pentru patru muncitori

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

5) Determinați raportul de viteză al troliului folosind formula:

Unde η – Eficiența troliului.

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

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

m,

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

- efort admisibil de încovoiere pentru oțel St3

=(60…80) MPa=(60…80)∙10 6 Pa.

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

SH







Irina mânerului este luată egală cu

D

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

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

St5 =25...30 MPa.

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

Viteza de ridicare a sarcinii:

Unde G- capacitatea de ridicare a troliului, kN;

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

VR=50...60 m/min.

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

Date inițiale:

G=15kN - greutatea sarcinii care se ridică;

N=10m - inaltimea de ridicare a sarcinii;

n=2 - numărul de muncitori;

 =0,8 - randament troliu;

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

Suprafața tamburului este netedă;

u=2 - multiplicitatea scripetelui;

A=1 - numărul de ramuri înfășurate pe tambur.

Soluţie:

Selectarea frânghiei.

Forța maximă de lucru într-o ramură de frânghie:

Fmax= 15/20,99=7,6 kN,

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

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

Forța de rupere proiectată:

Fp= nLa Fmax=5,57,6=41,8 kN,

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

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

Factorul real de siguranță al frânghiei:

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

Determinarea dimensiunilor principale ale tamburului.

Diametrul minim admisibil al tamburului:

db  e– 1)dLa, mm

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

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

dLa- diametrul cablului, mm, apoi

db – 1)9.1=100.1mm

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

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

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

L k – lungimea cablului, excluzând turele de rezervă

L k =H∙u=30∙2=60 m

Tambur de lungime completă cu înfășurare pe o singură față

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

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

l b =(1,5…2)∙9,81=13,65…18,2 mm ,

noi acceptam l b =18 mm

l h – lungimea tamburului necesară pentru a asigura frânghia

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

noi acceptam l h =34 mm

Astfel, lungimea totală a tamburului

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

Noi acceptam l b =540 mm .

Grosimea peretelui tamburului este determinată de formula:

Noi acceptam δ=8 mm .

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

Momentul de îndoire

Moment dat

Moment de rezistență la încovoiere a secțiunii inelare

Unde

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

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

Condiția de rezistență este îndeplinită.

Diametrul exterior de-a lungul părților laterale ale tamburului.

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

Noi acceptam D n =235 mm.

Moment de rezistență din greutatea sarcinii

Moment pe axul mânerului:

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

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

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

l– lungimea mânerului, accept l= 350 mm

Determinați raportul de viteză al troliului.

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

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

și o = și 1 + și 2.

Determinarea dimensiunilor principale ale mânerului.

Diametrul axului stiloului:

Noi acceptam d= 28 mm,

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

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

Grosimea mânerului este determinată de formulă

Noi acceptam δ R =15 mm.

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

Diametrul arborelui de antrenare pe care este plasat mânerul :

Noi acceptam d 1 = 30 mm

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

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

d în =(1,8…2)∙30=54…60 mm,

Noi acceptam d în = 55 mm.

Lungimea mânecii mânerului

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

Noi acceptam l V = 40 mm.

Viteza de ridicare a sarcinii

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

2. Calculul troliilor cu acționare electrică

Secvența de calcul a troliurilor cu antrenare electrică.

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

Unde G este greutatea sarcinii care este ridicată, kN

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

η – Eficiența mecanismului.

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

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

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

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

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

Și - multiplicitatea scripetelui;

D b – diametrul tamburului, m;

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

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

Condiția trebuie îndeplinită

ψ≤ψmax,

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

,

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

T n – cuplul nominal pe arborele motorului;

ψ – multiplicitatea reală a cuplului de pornire a motorului

,

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

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

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

Cuplu static pe arborele motorului:

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

T T =K T ∙T K,N∙m

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

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

Unde
- viteza unghiulara a motorului electric.

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

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

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

Date inițiale:

G= 50 kN – greutatea sarcinii;

V2 = 0,25 m/s – viteza de urcare;

db= 250 mm – diametrul tamburului;

u = 2 – multiplicitatea scripetelui;

η = 0,85 – randamentul troliului;

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

Soluţie:

Puterea motorului necesară

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

Raportul maxim al cuplului:

Viteza de rotatie a tamburului:

Raport de transmisie proiectat

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

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

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

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

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

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

Apoi,
prin urmare, performanța motorului asigurat.

Determinați cuplul de frânare necesar.

T T =K T ∙T k =1,5∙210,7=316 N.m.

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

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

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

Forța circumferențială calculată pe janta scripetei de frână:

Forța normală de presiune a blocului pe scripete

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

Forța de împingere :

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

Cursa tijei de impingere:

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

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

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

1. 
   Calculul mecanismului de ridicare a palanelor cu acţionare manuală

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

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

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

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

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

4) Calculați angrenajul melcat

5) Calculați frâna cu disc portantă

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

Selectarea lanțului.

Forța maximă de acționare într-o ramură a lanțului:

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

η sunet = 0,96 – Eficiența pinionului

Forța de rupere proiectată.

F p =p c ∙F max =3∙15,6=46,8 kN.

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

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

Factorul real de siguranță al lanțului:

Determinați diametrul cercului inițial al pinionului:

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

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

Unghi de frecare redus:

p=arctgf=arctg0,1=544

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

Coeficientul diametrului viermei

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

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

Unghiul helix al liniei vierme:

Calculăm randamentul transmisiei:

Noi acceptam η 2 = 0,53

Determinați valoarea necesară a raportului de transmisie

Unde T gr – momentul de sarcină pe pinion,

T La – cuplu pe roata de tracțiune:

Apoi

Determinați numărul de dinți ai roții melcate. Din relatie

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

Noi acceptam z 2 = 70. Clarificăm raportul de transmisie

şi f =i2 =z2/z1 =70/2=35.

Abaterea de la valoarea calculată este:

Atribuim materialele melcului și roții melcate și determinăm tensiunile admisibile.

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

Determinați distanța centrală necesară:

Determinăm modulul de proiectare al angajării folosind formula:

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

Precizăm distanța centrală

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

Determinăm principalii parametri ai viermei și ai roții melcate:

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

rotile d 2 = m∙ z 2 =5∙70=350 mm

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

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

Calculul unui disc de frână portantă.

Momentul de încărcare pe vierme:

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

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

Forța axială în frână:

Momentul forței de frecare pe suprafețele discului:

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

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

D mier – diametrul mediu al discurilor ;

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

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

Verificarea discurilor pentru presiunea specifică:

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

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

Calculele palanului electric includ:

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

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

Date inițiale:

G = 32 kN – capacitatea de încărcare;

H = 6 m – înălțimea de ridicare a sarcinii;

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

Q = 1 – numărul de ramuri înfășurate pe tambur;

Și= 2 – multiplicitatea scripetelui;

Suprafața tamburului are caneluri.

Soluţie

Alegerea frânghiei.

Presiune maximă de funcționare într-o ramură de frânghie:

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

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

Forța de rupere proiectată:

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

Factorul real de siguranță al frânghiei:

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

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

D b  (20-1)∙13  247 mm

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

Numărul de spire de lucru ale frânghiei pe tambur

Lungimea tamburului l b = l p + l h ,

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

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

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

l p =(14,5+1,5)∙15=240 mm;

l h – lungimea tamburului necesară pentru a asigura frânghia

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

Apoi, toată lungimea tamburului

l b =240+50=290 mm.

Cuplul static pe arborele tamburului la ridicarea unei sarcini

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

Viteza de rotatie a tamburului:

Puterea nominală a motorului

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

η m = 0,99∙0,98∙0,9 = 0,87,

Aici η P = 0,99 – randament scripete

η b = 0,98 – randamentul tamburului;

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

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

Raportul de transmisie necesar

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

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

și 2 = și r.r. : și 1 =51,3: 8=6,4.

Raportul de transmisie real

Și R = 8∙6,4=51,2

Viteza reală de urcare:

Calculul frânei.

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

Calculul frânei sabotului.

Determinăm cuplul de frânare folosind formula

T T =K T ∙T LA=1,25∙44,5=55,6 N∙m,

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

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

Forța normală de presiune a plăcuțelor pe scripete de frână:

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

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

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

Forța de deschidere:

Unde l 3 =105 mm – masa. P15.

Forța electromagnetului:

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

L = 225 mm și d = 15 mm – masă. P15.

Cursa electromagnetului:

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

Aici l despre = 91 mm – lungime căptușeală;

V despre = 30 mm – lățimea căptușelii;

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

Calculul frânei portante.

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

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

Diametru filet interior d 1 = 38 mm;

Pas filet – t = 8 mm.

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

Unde z = 3 – numărul de începuturi de fir;

D 2 – diametru mediu filet

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

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

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

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

η – raza medie a filetului șurubului

Cuplul de frânare al frânei portante:

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

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

Cuplul de frânare trebuie să îndeplinească următoarea condiție:

T 2T K T ∙T 2 1,25∙347=434 N∙m;

Т 2Т =490 > 434 N∙m

Prin urmare, condiția este îndeplinită.

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

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

f∙R c ∙n[η∙tg(α+)+f∙R c ]∙ η z 2 ;

f∙ R c ∙ n =0,12∙0,0925∙2=0,022.

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

Sarcina în mișcare în jos se va opri dacă:

0,0046
Verificarea filetului șurubului pentru colaps:

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

Lucrarea practică nr. 3

Calculul unui transportor cu bandă în funcție de condițiile specificate.

Calculul unui transportor cu bandă include:

• 
  determinarea vitezei și lățimii benzii;

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

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

Date inițiale:

Q=240 t/h – productivitatea benzii transportoare;

L=80 m – lungimea transportorului;

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

A  100 mm – dimensiunea maximă a pieselor;

 = 45° - unghi de repaus în repaus;

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

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

Material de transport – sulf cocoloși.

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

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

Lățimea benzii canelate este determinată de formula:

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

În cazul nostru = 15° K  = 1.

Verificarea lățimii centurii în funcție de nodulitatea încărcăturii

V k = 2,5∙a+200=2,5∙100+200=450 mm

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

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

Determinăm puterea de antrenare preliminară folosind formula:

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

Unde L 2 este lungimea proiecției orizontale a transportorului,

L 2 =L∙cos=80∙cos15° =77,3 m,

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

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

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

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

Determinăm forța de tracțiune preliminară:

kN.

Determinăm tensiunea maximă preliminară a benzii folosind formula:

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

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

Valorile lui e fα sunt date în tabelul A21.

Determinați numărul de distanțiere din bandă:

,

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

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

Densitatea liniară a benzii:

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

Densitatea liniară medie a mărfurilor transportate:

kg/m

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

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

Greutatea suporturilor de role ale ramului de lucru (canelate)

Mf =10 V+7=10∙0,65+7=13,5 kg.

Densitatea liniară condiționată a rulmenților cu role canelate

kg/m.

Greutatea suporturilor de role pe o ramură inactivă (plată)

M n =10 V+3=10∙0,65+3=9,5 kg.

Densitatea liniară condiționată a rulmenților cu role plate ale ramului inactiv

kg/m.

Determinați dimensiunile tamburului.

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

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

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

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

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

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

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

F nb =F cu ∙е fα sau F 4 =F 1 ∙е fα

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

Unde
kN

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

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

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

L max 

Deformare maximă:

L max =
m

Înclinarea admisibilă a benzii:

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

Determinăm forța de tracțiune specificată pe tamburul de antrenare:

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

Unde F 4…1 =К σ n (F 4 +F 1),

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

Acceptăm K σ n =0,03.

Puterea specificată a stației de acționare:

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

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

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

Dezvoltarea unei stații de conducere.

Viteza tamburului de antrenare:

rpm

Raport de transmisie:

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

Viteza reală a curelei

Pentru reglarea tensiunii curelei, se folosește un dispozitiv de tensionare a sarcinii cu o forță de întindere.

Lungimea cursei tamburului întinzător

Lucrarea practică nr. 4

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

Elevatoarele cu cupe verticale sunt calculate în următoarea secvență:

1) Determinați parametrii principali ai ascensorului.

2) Calculați sarcini liniare.

3) Efectuați un calcul de tracțiune al ascensorului.

4) Determinați puterea necesară a motorului electric, conform cataloagelor

Selectați motorul electric și cutia de viteze.

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

Date inițiale:

Q = 30 t/h - productivitatea ascensorului;

ac = 30 mm - dimensiunea medie bucăți de material;

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

H = 20m - inaltimea de ridicare a sarcinii;

Material - piatră zdrobită uscată obișnuită.

Liftul este instalat într-o zonă deschisă.

Soluţie:

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

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

dB0,204V = 0,204x1,6 = 0,52 m

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

Viteza de rotatie a tamburului:

= 61 rpm

Distanța la pol:

m

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

l/m.

Conform tabelului P29 selectează capacitatea liniară: 5 l/m

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

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

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

A > (4...5)ac.

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

Sarcina utilă (greutatea liniară a sarcinii ridicate):

N/m

Q=qо+q2=132+51=183 N/m.

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

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

F2=KF1+Wzach=1,08F1+153,

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

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

Wzach - rezistență la încărcătura de scooping.

Wzach=Kzachq2=351=153 N,

aici Kzach este coeficientul de scooping, exprimând munca specifică pentru

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

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

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

M/s acceptăm Kzach = 3.

Tensiune în ramura care se apropie (punctul 3):

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

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

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

Din teoria antrenării prin frecare avem:

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

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

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

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

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

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

.

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

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

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

Determinați puterea stației de acționare:

kW,

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

Acceptăm K3 = 1,2;

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

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

Raportul de transmisie necesar:

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

Viteza reală a curelei:

Domnișoară.

Orez. 2. Diagrama de tensiune în cureaua ascensorului.

APLICAȚII

Tabelul P1

Factor de siguranță a frânghiein La

Tabelul P2

Factor de siguranță lanț nc

Tabelul P3

Coeficient acțiune utilă palanele cu lanț  n

Tabelul P4

Valoarea coeficientului minim admisibil e

Tabelul P5

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

2.4. Proiectarea pinioanelor lanțului cu role

Pinioanele sunt fabricate din oțeluri 40 și 45 conform GOST 1050-88 sau 40L și 45L conform GOST 977-88 cu întărire până la 40...50 HRC e. Designul pinionului este dezvoltat ținând cont de standardul pentru profilul dinților și secțiunea transversală a jantei în conformitate cu GOST 591-69.

Formă secțiune transversală jantele sunt selectate în funcție de raportul dintre grosimea discului CUși diametrul jantei D e. Cu o grosime a discului relativ mare CUȘi D e £ 200 mm, se folosește un disc solid sau un disc cu găuri pentru a economisi metalul. La D e > 200 mm se recomandă utilizarea unei structuri compozite.

Poziția butucului față de disc și jantă este luată din motive de proiectare. Când instalați un pinion pe o consolă la capătul de ieșire al arborelui, pentru a reduce momentul încovoietor, acesta ar trebui să fie amplasat cât mai aproape de suport.

Proiectarea pinionului unui lanț cu role cu un singur rând se realizează conform următoarelor recomandări.

Latimea dintelui, mm:

Dintele pinionului poate fi realizat cu o teșire (Fig. 2.3, A) sau cu rotunjire (Fig. 2.3, b);

Unghi de teșire g = 20 o, teșirea dinților f » 0,2b;

Raza de curbură a dintelui (cea mai mare);

Distanța de la vârful dintelui până la linia centrelor arcelor de rotunjire;

raza de curbură r 4 = 1,6 mm cu pasul lanțului p £ 35 mm, r 4 = 2,5 mm cu pasul lanțului p > 35 mm;

Lungimea coardei celei mai mari, pentru pinioane fără deplasarea centrelor arcelor depresiunilor, mm:

cu deplasarea centrelor arcelor depresiunilor:

Grosime, mm: ;

Diametru canelura, mm: .

Diametru interior, mm:

Unde [ t] = 20 MPa – efortul de torsiune admisibil;

Diametru exterior, mm:

Lungime, mm: ;

- dimensiuni canale: latime b si profunzime t 2 selectăm în funcție de diametrul interior al butucului din Tabelul 2.7, lungimea cheii este luată constructiv din valorile seriei standard cu 5...10 mm mai puțin decât lungimea butucului.

Tabelul 2.7

Chei prismatice (GOST 23360 – 78)

Note: 1. Lungimile tastelor paralele l alegeți din următorul rând: 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 exemplu de desemnare a cheii cu dimensiuni b = 16 mm, h = 10 mm, l = 50 mm: Cheie 16´10´50 GOST 23360 – 78.

2.5. Elaborarea unui desen de lucru al unui pinion cu lanț cu role

Desenele de lucru ale pinioanelor lanțului cu role de antrenare trebuie realizate în conformitate cu cerințele standardelor ESKD și GOST 591.

Asteriscurile din imagine (Fig. 2.3) indică:

Lățimea dintelui pinionului;

Lățimea coroanei (pentru un pinion cu mai multe rânduri);

Raza de curbură a dintelui (în plan axial);

Distanța de la vârful dintelui până la linia centrelor arcelor rotunjite (în plan axial);

Diametrul jantei (cel mai mare);

Raza de curbură la marginea jantei (dacă este necesar);

Diametrul cercului de proeminență;

Rugozitatea suprafeței profilului dintelui, suprafețele terminale ale dinților, suprafața proeminențelor și rugozitatea suprafețelor rotunjite ale dinților (în plan axial).

În desen, asteriscurile din colțul din dreapta sus plasează tabelul cu parametri. Dimensiunile coloanelor tabelului, precum și dimensiunile care determină locația tabelului în câmpul de desen, sunt prezentate în Fig. 2.4.

Tabelul cu parametrii angrenajului pinionului este format din trei părți, care sunt separate una de cealaltă prin linii principale solide:

A doua parte este date pentru control, a treia parte este date de referință.

Prima parte a tabelului de parametri oferă:

Numărul dinților pinionului z;

Parametrii lanțului de împerechere: pas Rși diametrul rolei d 3;

Profilul dintelui conform GOST 591 cu inscripția: „Cu decalaj” sau „Fără decalaj” (centrele arcurilor cavității);

Grup de precizie conform GOST 591.

A doua parte a tabelului de parametri oferă:

Dimensiunile diametrului cercului depresiunilor D iși abateri maxime (pentru pinioane cu un număr par de dinți) sau dimensiunea celui mai mare coard L xși abateri maxime (pentru pinioane cu un număr impar de dinți);

Calculul cablurilor de oțel

La efectuarea lucrărilor de tachelaj legate de instalarea diverselor echipamente tehnologice si structuri, se folosesc cabluri de otel. Acestea sunt utilizate pentru fabricarea de curățări și umerașe de marfă, ca bretele, cabluri și tije, precum și pentru echiparea blocurilor de scripete, trolii și macarale de asamblare.

Indiferent de scop, este necesar să se utilizeze cabluri de oțel în echipamentele de tachelaj care îndeplinesc următoarele cerințe generale:

prin proiectare - dublu strat;

în funcție de tipul de șuvițe - cu o atingere liniară a firelor între straturi (LK) și ca înlocuitor - cu o atingere punct-liniară (TLK);

în funcție de materialul miezului - cu miez organic (OC) și ca înlocuitor - cu miez metalic (MC) din sârmă de frânghie;

conform modului de așezare - nedesfășurat (N);

în direcția de așezare - așezare în cruce;

conform proprietăților mecanice ale sârmei - frânghii de gradul I și, ca înlocuitor, frânghii de gradul II;

conform grupului de marcare - cu o rezistență temporară la tracțiune de 1764 MPa sau mai mult; prin excepție, este permisă utilizarea frânghiilor cu o rezistență de cel puțin 1372 MPa;

în funcție de prezența acoperirii - pentru lucru în medii active chimic și apă - funii cu sârmă zincată;

după scop - marfă (G).

În funcție de scop, se folosesc următoarele tipuri de frânghii:

pentru curele, umerașe de marfă și echipamente pentru palanuri cu scripete, trolii, macarale - cabluri mai flexibile de tip LK-RO, design 6x36 (1 + 7 + 7/7 + 14) + 1 o. Cu. (GOST 7668-80); ca înlocuitor, pot fi utilizate frânghii de tip TLK-0 de design 6x37 (1 + 6 + 15 + 15) + 1 o. Cu. (GOST 3079-80);

pentru bretele, cabluri și tije - frânghii mai rigide de tip LK-R, design 6 x 19 (1 + 6 + 6/6) + 1 o. Cu. (GOST 2688-80); ca înlocuitor, este permisă utilizarea cablurilor de tip LK-0, design 6x19 (1 + 9 + 9) + 1 o. Cu. (GOST 3077-80). Datele tehnice ale tipurilor recomandate de frânghii sunt date în anexă. 1.

Corzile de oțel sunt calculate pentru rezistență determinând forțele maxime de proiectare în ramuri, înmulțindu-le cu factorul de siguranță și comparând valorile obținute cu forța de rupere a cablului în ansamblu. În acest caz, forțele calculate care acționează asupra cablului includ sarcini standard fără a lua în considerare coeficienții de suprasarcină și dinamism din masa sarcinilor ridicate împreună cu dispozitivele de montare și forțele din tije și tije.

Calculul cablului de oțel se efectuează în următoarea ordine:

1. Determinați forța de rupere a cablului (kN):

unde S este forța maximă de proiectare în cablu, kN; Кз-Factor de siguranță (Anexa 2)

2. În funcție de scop, selectați o frânghie mai flexibilă (6x36) sau mai rigidă (6x19) și, conform tabelului GOST (Anexa I), stabiliți caracteristicile acesteia: tip, design, rezistență la tracțiune, forță de rupere (nu mai mică decât design one), diametrul și greutatea.

Soluția 1 . Calculăm forța de rupere în frânghie, determinând-o conform aplicației. 2 factor de siguranță k з =5 pentru o frânghie de marfă cu sarcină ușoară:

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

2. Alegem pentru troliu o franghie flexibila de tip LK-RO, design 6x36 (1 + 7 + 7/7 +14) + 1 o. Cu. (GOST 7668-80) și conform tabelului GOST (Anexa I) determinăm caracteristicile acestuia:

rezistență temporară la tracțiune, MPa………………………………1764

forța de rupere, kN…………………………………………………….…517

diametrul cablului, mm…………………………………………………….……31

greutate de 1000 m frânghie, kg……………………………………………………..3655

Pentru opțiunile de lucru pentru selectarea unei frânghii de oțel pentru un troliu electric cu forță de tracțiune, consultați Anexa 11.

Calculul lanțurilor sudate și cu plăci

Lanțurile au o utilizare limitată în lucrările de instalare. Lanțurile sudate necalibrate sunt de obicei folosite ca chingi, lanțurile sudate calibrate și cu plăci sunt folosite în mecanismele de ridicare.

Pentru lanțurile sudate și cu plăci, forța admisă asupra unei ramuri din lanț (kN) este determinată de formula:

unde R este sarcina de rupere, kN (selectat conform tabelelor GOST: pentru lanțuri sudate - tabelul 1, pentru lanțuri cu plăci - tabelul 2); kz - factor de siguranță pentru lanțuri (selectat în funcție de scopul lor conform Tabelului 3).

Diametrele tamburilor și pinioanelor înconjurate de lanțul sudat nu trebuie să fie mai mici de: pentru o acționare manuală - 20 diametre de zale, pentru o mașină de acționare - 30 diametre de zale. Numărul dinților pinionului pentru lanțurile cu frunze trebuie să fie de cel puțin șase.

Exemplul 2. Determinați forța admisă într-un lanț de sarcină sudat cu un diametru de oțel al lanțului de d=8 mm pentru un mecanism de ridicare acționat manual.

Soluţie. 1. Aflați mărimea sarcinii de rupere pentru un lanț dat conform

masa 1: R = 66 kN.

Tabel 1. Verigi rotunde și lanțuri de tracțiune.

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

Tabel 2. Lanțuri de încărcare cu plăci.

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

Notă. Lanțurile plăcilor de încărcare sunt fabricate în patru tipuri

I - cu nituire fara saibe; III - cu nituire pe saibe;

II - pe știfturi; IV - cu creste netede.

Tabelul 3. Factorul de siguranță

2. Determinați forța admisă în lanț la k = 3:

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

Exemplul 3. Selectați un lanț cu frunze pentru un mecanism de ridicare cu o acționare a mașinii la sarcina maximă pe ramura lanțului S= 35 kN.

Soluţie . 1. Găsiți sarcina de rupere în ramura lanțului:

R = Sк з= 35*5 = 175 kN.

2. Folosirea tabelului. 2, selectați un lanț de frunze cu următoarele caracteristici:

Tipul lanțului………………………………………………………………………….….11

Pasul lanțului t, ​​mm……………………………………………………….…60

Lățimea plăcii B, mm……………………………………………..38

Diametrul părții mijlocii a cilindrului d, mm……………...26

Lungime rola l, mm……………………………………….….97

Numărul de plăci într-o legătură…………..…...4

Pentru opțiunile de lucru pentru selectarea unui lanț de plăci, vezi Anexa 12.

Calculul chingilor de frânghie

Curele din funii de oțel sunt utilizate pentru conectarea scripetelor de asamblare cu vehicule de ridicare și transport (catarge, portaluri, chevrone, brațe, grinzi de montaj), ancore și structuri de construcție, precum și pentru slingarea echipamentelor și structurilor ridicate sau mutate cu mecanisme de ridicare și transport. .

În practica de instalare, se folosesc următoarele tipuri de curele de frânghie: convenționale, care includ universale și cu unul, două, trei și patru picioare, fixate de echipamentul care se ridică cu curele sau mânere de inventar, precum și răsucite și prosop. .

Pentru slingarea echipamentelor grele se folosesc în principal slinguri răsucite de inventar, realizate sub forma unei bucle închise prin așezarea densă paralelă secvențială a spirelor împletite de frânghie în jurul virajului central inițial. Aceste chingi au o serie de avantaje: distribuție uniformă a sarcinii pe toate virajele, consum redus de frânghie și slinging care necesită mai puțină muncă.

Slingurile pentru prosoape sunt, de asemenea, realizate sub forma unei bucle închise de spire de frânghie bine așezate, așezându-le într-un singur strat pe dispozitivul de prindere și pe elementul echipamentului ridicat (fitching, trunnion, arbore). Acest lucru asigură o tensiune uniformă pe ramurile individuale ale slingului. Capetele frânghiei sunt fixate într-o buclă cu ajutorul clemelor.

Metodele de fabricare și utilizare a slingurilor răsucite și de prosoape sunt descrise în standardul industrial OST 36-73-82.

O sling răsucită aprobată pentru utilizare este furnizată cu o etichetă metalică care indică datele tehnice de bază.

Slingurile de frânghie sunt calculate în următoarea ordine (Fig. 1, A).

1. Determinați tensiunea (kN) într-o ramură a slingului:

S = Р/(mcos α),

unde P este forța de proiectare aplicată slingului, excluzând suprasarcina și factorii dinamici, kN; m - numărul total de ramuri de praștie; α este unghiul dintre direcția de acțiune a forței de proiectare și ramura praștii, care este stabilit pe baza dimensiunilor transversale ale echipamentului care se ridică și a metodei de slingare (se recomandă setarea acestui unghi la cel mult 45° , ținând cont că pe măsură ce crește, forța în ramura praștii crește semnificativ).

2. Găsiți forța de rupere în ramura praștii (kN):

unde kz este factorul de siguranță pentru sling (determinat conform Anexei 2 în funcție de tipul slingului).

Fig.1. Diagrame de proiectare a sling-urilor cu frânghie; b- praștie răsucită

3. Pe baza forței de rupere calculate, folosind tabelul GOST (Anexa I), se selectează cea mai flexibilă frânghie din oțel și se determină datele tehnice ale acesteia, tipul și designul, rezistența temporară la rupere, forța de rupere și diametrul.

Soluție: 1. Determinați tensiunea într-o ramură a praștii, întrebând numărul total ramurile m = 4 și unghiul lor de înclinare α = 45 o față de direcția de acțiune a forței de proiectare P:

S = P/ (m cosα) = 10 G o /(m cosα)=

10×15/(4×0,707)=53 kN.

2. Găsiți forța de rupere în ramura praștii:

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

3. În funcție de forța de rupere găsită, folosind aplicația. 1, selectați o frânghie de tip LK-RO, proiectare 6×36(1+7+7/7+14)+1о.с. (GOST 7668-80) cu caracteristici:

Rezistență temporară la tracțiune, MPa…………….…………1960

Forța de rupere, kN…………………………………………..….………338

Diametrul cablului, mm……………………………………….…….………23.5

Greutate 1000 m frânghie, kg……………………………………………………..2130

Pentru variantele sarcinilor pentru calcularea unei frânghii de oțel pentru o sling, vezi Anexa 13.

4.Calculul unei sling răsucite (Figura 1, b)

1. Determinați tensiunea (kN) într-o tură de frânghie a slingului:

S = Р/(mncos α),

unde P este forța aplicată slingului, kN; t - numărul de ramuri sling (pentru sling răsucit m=2); n - numărul de spire de frânghie în secțiunea transversală a unei ramuri a slingului (de obicei n = 7,19 sau 37 de spire); α este unghiul dintre ramura praștii și direcția forței P (recomandat a≤30 o).

2. Găsiți forța de rupere (kN) într-o tură de frânghie a slingului:

unde kz este factorul de siguranță (Anexa 2).

3. Pe baza forței de rupere calculate, folosind tabelul GOST (Anexa 1), selectați o frânghie de oțel pentru o sling răsucită și determinați datele tehnice ale acesteia.

4. Găsiți diametrul estimat d din secțiunea transversală a ramificației slingului (mm) în funcție de numărul de spire din secțiunea transversală a unei ramuri:

7 ture…………………………d c = 3d

19 ture……………..…d c = 5d

37 de spire……………..…d c = 7d

unde d este diametrul frânghiei pentru spirele slingului.

5. Găsiți diametrul minim al dispozitivului de prindere:

D a = k c d c,

Unde la s - coeficientul raportului dintre diametrele dispozitivului de prindere și secțiunea transversală a ramificației slingului; valoarea sa minima este:

pentru dispozitiv de prindere cu dublă curbură (tip cupă)….. k s ≥ 2

pentru prindere cilindric …………….k s ≥ 2

6. Calculați lungimea frânghiei (m) pentru realizarea unei praștii răsucite

Lk = 2,2nl+2t,

unde l este lungimea necesară a curelei de-a lungul virajului central, m; t- pasul praștii egal cu 30 d, m.

Soluţie. 1. Determinați tensiunea într-o tură de frânghie a slingului, dată de unghi α - 20°, număr de spire de frânghie într-o ramură a slingului n = 19 buc. și ținând cont că P = 10G o:

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

2. Găsiți forța de rupere într-o tură de frânghie:

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

3.Conform aplicației. Selectez funie de otel tip JIK-PO design 6×36 (1+7+7/7+14)+1o.s. (GOST 7668-80) cu caracteristici:

Rezistență temporară la tracțiune, MPa……………1960

Forța de rupere, kN…………………………………………………… 430,5

Diametrul cablului, mm…………………………………………………….……27

Greutate 1000 m frânghie, kg……………………………………………………..2800

4. Găsiți diametrul secțiunii transversale estimat al ramului slingului

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

5.Calculați diametrul minim al dispozitivului de prindere

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

6. Determinăm lungimea frânghiei pentru realizarea slingului, precizând lungimea ei l = 1,5 m:

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

Pentru opțiunile de calcul a curelelor răsucite, consultați Anexa 14.

Orez. 2. Schema de proiectare a grinzii de montare

2. Momentul încovoietor maxim se calculează folosind formula

M max = ,

Unde l– deschiderea grinzii de montaj.

3. Calculați momentul de rezistență necesar, în funcție de care este selectat un profil standard

W tr = ,

Unde R– rezistența de proiectare, MPa (Anexa 3); m– coeficientul de stare de funcționare (Anexa 4).

Exemplul 6. Calculați grinda de montaj cu o deschidere de l = 3 m pentru ridicarea unui aparat de 18 tone cu un bloc de scripete atașat la mijlocul grinzii, dacă se știe că masa blocului de scripete este G p = 1,2 t, forța în ramura de rulare este S p = 35 kN. Material grinzi St.3.

1. Determinați forța care acționează asupra grinzii de montare în punctul de suspendare al scripetelui:

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

2. Momentul încovoietor maxim în grinda de montare se calculează folosind formula

M max =
kN cm

3. Găsiți momentul de rezistență necesar al secțiunii transversale a grinzii de montare

W tr = = 19950 / (0,85 0,1 210) = 1117,6 cm 3 .

4. Pentru o grindă cu secțiune solidă (Anexa 5), ​​acceptăm o grindă în I№ 45cu W x = 1231 cm 3 , care satisface condiția W x >W tr.

Pentru opțiunile de calcul al fasciculului de instalare, consultați Anexa 15.

Calcul transversal

Traversele sunt dispozitive de ridicare rigide concepute pentru a ridica echipamente mari, lungi și cu pereți subțiri, cum ar fi carcasele.

Unul dintre scopurile importante ale traversei la instalarea aparatelor cu pereți subțiri este acela de a absorbi forțele de compresiune și momentele de încovoiere rezultate pentru a preveni deformarea aparatului care este ridicat.

În mod obișnuit, o traversă este un fascicul format din grinzi în I, canale sau țevi din oțel diferite dimensiuni. Uneori traversa este realizată din grinzi în I pereche sau canale conectate prin plăci de oțel sau țevi de oțel armate cu elemente fluide.

La ridicarea echipamentelor cu mai multe macarale cu capacități de ridicare diferite, se folosesc traverse de echilibrare sau de echilibrare cu brațe diferite.

Traversa lucrează în încovoiere și compresiune. Greutatea traversei este o mică parte din greutatea încărcăturii ridicate (de obicei nu mai mult de
1%), prin urmare, în calculele practice, se pot neglija momentul încovoietor în traversă și deformarea din propria sa masă.

Pentru variantele sarcinilor pentru calcularea secțiunii transversale a grinzii, vezi Anexa 16.

Anexa 3

Anexa 4

Anexa 5

Anexa 6

Canale (GOST 8240–72)

Continuarea anexei 6

Anexa 7

Date de proiectare de bază pentru țevile din oțel fără sudură (GOST 8732– 78)

Continuarea anexei 7

Continuarea anexei 7

Continuarea anexei 7

Anexa 8

Factorul de reducere pentru lungimea de proiectare μ pentru bare cu secțiune transversală constantă

Anexa 9

Flexibilitatea maximă a elementelor comprimate[λ]

Anexa 10

Coeficient încovoiere longitudinalăφ elemente comprimate central

Pentru oțel de calitate St.3.

Anexa 11

Opțiuni pentru selectarea unei frânghii de oțel pentru un troliu electric cu următoarele forțe de tracțiune :

Anexa 15

Opțiuni pentru sarcini pentru calcularea grinzii de montare pentru ridicarea unui dispozitiv cu un scripete:

Continuarea anexei 15

Anexa 16

Opțiuni pentru calcularea secțiunii unei grinzi transversale.

Kp și Kd sunt luate egale cu 1,1

Anexa 17

Opțiuni pentru calcularea unei grinzi de compresie pentru ridicarea unui tambur cilindric orizontal:

Bibliografie

Funii, lanțuri, dispozitive de manipulare a încărcăturii, dispozitive de manipulare a încărcăturii și containere

Pentru ce sunt folosite frânghiile la macarale?

Corzile de la macaralele de ridicare servesc la transmiterea forțelor de tracțiune de la troliuri către organele de lucru executive și pentru a le pune în mișcare.
Conform „Regulilor pentru proiectarea și funcționarea în siguranță a macaralelor de ridicare a sarcinii”, cablurile de oțel utilizate ca marfă, braț, byte, tracțiune portantă și chingi trebuie să respecte actualele standardele de statși să aibă un certificat (certificat) sau o copie a certificatului producătorului de frânghii despre testarea acestora în conformitate cu GOST 3241-66. Când se primesc frânghii fără certificat, acestea trebuie testate în conformitate cu standardul specificat.

Corzile care nu au certificat de testare nu sunt permise.

În ce tipuri de frânghii de oțel se împart în funcție de tipul de contact al firelor din fire?

După tipul de contact al sârmelor din toroane, frânghiile de oțel se împart în principal în trei tipuri: frânghii cu contact punctual (TC), constând din fire de același diametru; frânghii cu contact liniar (LT), constând din fire de diferite diametre și frânghii cu contact punctual și liniar al sârmelor în toroane (TLT). În plus, dacă frânghia are fire în fire individuale de același diametru, atunci litera O este adăugată la denumirile LK și TLK, de exemplu LK-O, TLK-O. Dacă firele individuale constau din două fire de diametre diferite, atunci la denumire se adaugă litera P, de exemplu LK-R, TLC-R. Dacă firele individuale constau din fire de diametre diferite și identice, atunci RO se adaugă la denumire, de exemplu LK-RO, TLK-RO.

Pentru a caracteriza cablurile de oțel, inclusiv datele lor de bază, se acceptă simbol, unde diametrul cablului este indicat în primul rând, scopul său în al doilea, proprietățile mecanice ale sârmei în al treilea, condițiile de lucru în al patrulea, direcția de așezare a elementelor de cablu în al cincilea, metoda de stabilire în al șaselea, grupul de marcare în funcție de rezistența temporară la rupere a firului. La sfârșit, este indicat numărul GOST în conformitate cu care este realizată frânghia.
De exemplu, o frânghie cu un diametru de 24 mm, pentru încărcătură (G) din sârmă ușoară (grad B), pentru condiții de lucru ușoare (LS), nedesfășurată (N) cu un grup de marcare pentru rezistența la tracțiune de 160 kg/cm2 este desemnat după cum urmează: 24-G- V-LS-N-160 GOST 3077 - 69. Cum sunt împărțite frânghiile de oțel în funcție de direcția de așezare a firelor și a șuvițelor în frânghie?
În funcție de direcția de așezare a firelor și a șuvițelor în frânghie, frânghiile de oțel sunt împărțite în frânghii unidirecționale și frânghii încrucișate.

Dacă firele din fire și firele din frânghie sunt răsucite într-o direcție, de exemplu spre dreapta sau spre stânga, atunci o astfel de frânghie se numește o frânghie unidirecțională.

Dacă firele din fire sunt răsucite într-o direcție, de exemplu spre dreapta, iar firele sunt răsucite în cealaltă direcție, de exemplu spre stânga, atunci o astfel de frânghie se numește frânghie încrucișată. Deși are mai puțină flexibilitate decât o frânghie unidirecțională, este mai puțin susceptibilă la desfășurare și aplatizare atunci când se îndoaie în jurul blocurilor.

Cum se determină pitch-ul?

Pasul de așezare al unei frânghii se determină după cum urmează: se aplică un semn pe suprafața unui șuviș, din care se numără tot atâtea șuvițe de-a lungul axei centrale a frânghiei câte există în secțiunea de frânghie (de obicei șase) și un al doilea semn este plasat pe șuvița următoare după numărare. Distanța dintre semne va fi pasul de lay.

Ce tipuri de cabluri de oțel există?

Corzile de oțel vin în diferite modele, dar se folosesc în principal funii 6X19+1; 6X37+1; 6X61 + 1. Mai mult, aceste numere indică faptul că toate structurile de frânghii enumerate sunt cu șase fire, iar în fiecare fir în primul caz există 19 fire plus un miez, în al doilea caz sunt 37 de fire plus un miez și în al treilea caz sunt 61 de fire plus un miez, care în toate frânghiile este situat în centrul frânghiei, iar firele sunt înfășurate în jurul acestuia. Pentru ca frânghia să fie lubrifiată în timpul funcționării, miezul este impregnat cu un lubrifiant special înainte de a fi introdus în frânghie.

Ce tip de frânghii se folosesc la macarale?

Corzile cu modelul 6X19+1 sunt recomandate pentru utilizare pentru bretele și cabluri, adică în cazurile în care nu sunt supuse îndoiri repetate, cablurile 6X37+1 sunt pentru scripetele mecanismului de ridicare a sarcinii, brațe și ca cablu de tracțiune, deoarece acestea sunt mai elastice decât kanatbH 19+1.

Ce metode sunt folosite pentru a asigura capetele frânghiei?

Folosit în principal la macarale următoarele metode prindere capetele cablului: clemă cu pană; umplerea capătului frânghiei cu metal cu punct de topire scăzut într-un manșon conic forjat, ștanțat sau turnat; bucle pe cleme (prindere cu cleme); bucle folosind împletitură și benzi de prindere.
Este interzisă utilizarea bucșelor sudate din fontă sau oțel atunci când se asigură capătul cablului cu o clemă cu pană sau metal cu punct de topire scăzut.

Cum se fixează capătul frânghiei cu o clemă cu pană?

Capătul cablului de oțel este fixat cu o clemă de tip pană, după cum urmează: capătul cablului este trecut prin partea îngustă a corpului conului de oțel, astfel încât capătul liber al cablului și ramura de lucru să iasă din partea îngustă a gaura conului, formând o buclă în spatele capătului lărgit al corpului.

În continuare, în buclă este plasată o pană de oțel, care are caneluri pe suprafețele laterale pentru o mai bună potrivire a frânghiei. După aceasta, frânghia cu pană este trasă în carcasă, prinzând capetele frânghiei între suprafețele interioare ale găurii conice și pană.

Trebuie reținut că capătul liber al frânghiei cu o astfel de fixare trebuie extins dincolo de marginea găurii conice la o lungime egală cu 10-12 diametre de frânghie.

Cum se asigură capătul unei frânghii umplându-l cu metal cu punct de topire scăzut?

Fixarea capătului unei frânghii de oțel prin turnarea metalului cu punct de topire scăzut se face astfel: capătul frânghiei este trecut prin partea îngustă a corpului conic de oțel în spatele părții late. Apoi, acest capăt este desfăcut în fire separate, miezul de cânepă este tăiat, firele și interiorul bucșei conice sunt gravate cu acid clorhidric, iar capătul neîmpletit este tras în bucșă. După aceasta, peria rezultată de fire de oțel din interiorul manșonului conic este umplută cu lipit sau alt metal cu punct de topire scăzut.

Câte cleme trebuie instalate atunci când se asigură o frânghie folosind cleme?

Numărul de cleme la fixarea unei frânghii cu ajutorul clemelor este determinat în timpul proiectării, dar trebuie să fie de cel puțin trei.

Distanța dintre cleme (distanța dintre cleme) și lungimea capătului liber al cablului față de ultima clemă trebuie să fie de cel puțin șase diametre de cablu.

Toate piulițele de prindere trebuie să fie amplasate pe partea laterală a ramului de lucru a buclei, iar strângerea celor două capete ale cablului este considerată normală dacă diametrul cablului după strângerea piulițelor este de 0,6 din diametrul inițial.

Ar trebui să fie verificate balamaua și fixarea acesteia după strângerea piulițelor de strângere?

Ar trebui. Coarda este ținută sub sarcină și apoi piulițele de prindere sunt strânse din nou la limita specificată. Pentru a preveni ca capătul liber al frânghiei să atingă ceva în timpul funcționării, acesta este învelit cu sârmă moale.

Ar trebui instalate degetare atunci când se asigură capătul unei frânghii cu cleme?

La fixarea capătului unei frânghii de oțel, fie folosind cleme, fie împletitură, un degetar trebuie plasat în buclă, deoarece protejează frânghia de îndoirea ascuțită și de uzura prematură.

Câte înțepături ale frânghiei cu fiecare șuviță ar trebui să fie la împletirea capătului frânghiei?

Numărul de perforații ale frânghiei cu fiecare șuviță în timpul împletiturii trebuie să fie de cel puțin 4 - cu un diametru de frânghie de până la 15 mm, cel puțin 5 - cu un diametru de frânghie de 15 până la 28 mm și cel puțin 6 - cu o frânghie diametru de 28 până la 60 mm. Când împletești capătul unei frânghii, capătul este desfăcut în șuvițe, miezul de cânepă este tăiat și
Partea neîmpletită este așezată strâns pe canelura pentru card a degetului. Apoi firele neîmpletite sunt țesute în ramura de lucru a frânghiei, străpungându-l cu un instrument special. Ultima puncție se permite să fie făcută cu jumătate din numărul de fire de frânghie, iar împletitura trebuie să se potrivească bine până la capăt.

Cum este atașată frânghia de tamburul de frânghie?

Fixarea frânghiei de tamburul de frânghie trebuie să fie fiabilă, permițând posibilitatea înlocuirii acesteia. Dacă se folosesc bare de prindere, numărul acestora trebuie să fie de cel puțin două. Lungimea capătului liber al frânghiei de la ultima clemă de pe tambur trebuie să fie de cel puțin două ori diametrul frânghiei. Nu este permisă îndoirea capătului liber al cablului sub sau lângă bara de prindere.

Ar trebui verificată rezistența unei frânghii înainte de a o așeza pe o macara?

Când forța totală de rupere este dată în certificatul sau certificatul de testare al unei frânghii, valoarea P este determinată prin înmulțirea forței totale de rupere cu 0,83 sau cu coeficientul determinat conform GOST pentru cablul din proiectul selectat.

Care este factorul de siguranță al unei frânghii?

Factorul de siguranță al unei frânghii este raportul dintre forța de rupere a cablului în ansamblu și cea mai mare sarcină de lucru.

Care este factorul de siguranță al cablurilor de oțel instalate pe macarale?

Cei mai mici factori de siguranță admisiți pentru cablurile de oțel instalate pe macarale sunt indicați în tabel.

Pentru a reduce uzura cablurilor macaralelor cu braț, pod și pod, acestea sunt lubrifiate cu unguent pentru cablu încălzit la aproximativ 60 °C în fiecare lună de funcționare.

Înainte de ungere, frânghia este verificată cu atenție și murdăria și grăsimea veche sunt îndepărtate de pe suprafața ei cu o cârpă înmuiată în kerosen. Este interzisă curățarea murdăriei de pe suprafața frânghiei cu o perie metalică, deoarece aceasta îndepărtează galvanizarea de pe suprafața firelor și aceasta duce la ruginirea frânghiei.

În ce cazuri sunt respinse cablurile de oțel?

Corzile de oțel sunt respinse în următoarele cazuri: dacă chiar și o șuviță este ruptă; dacă numărul de fire rupte la etapa de pozare este mai mare decât normal (vezi tabelul de la pagina 244); dacă uzura suprafeței sau coroziunea firelor de cablu este de 40% sau mai mult; dacă s-au format îndoituri pe frânghie; dacă frânghia este grav deformată (aplatizată).

Este rata de respingere a numărului de fire de cablu redusă dacă au uzură la suprafață sau coroziune?

Scade, deoarece în acest caz rezistența frânghiei scade. Mai mult, atunci când diametrul firelor scade ca urmare a uzurii suprafeței sau a coroziunii cu 10, 15, 20, 25 și 30%, numărul de ruperi pe pas de așezare ar trebui redus cu 15, 25, 30, 40 și 50% , respectiv.

Dacă diametrul firelor scade cu 40% sau mai mult, funia este respinsă.

Cum se determină uzura suprafeței sau coroziunea cablului (firelor)?

Uzura suprafeței sau coroziunea firelor de cablu se determină după cum urmează. În zona cu cea mai mare uzură sau coroziune a pasului cablului, îndoiți capătul firului rupt, curățați-l de murdărie și rugină și măsurați diametrul cu un micrometru sau alt instrument care oferă o precizie suficientă. Dacă, de exemplu, diametrul inițial al firelor a fost de 1 mm, iar măsurarea a arătat 0,5 mm, atunci uzura sau coroziunea în acest caz va fi de 50%. O astfel de frânghie este cu siguranță respinsă.

Ce anume sa cauti Atentie speciala când folosești frânghii?

Deoarece cablurile brațului, podului și macaralelor rulante sunt părți deosebit de importante, acestea ar trebui monitorizate în mod constant și întreținute corespunzător în timp util. Sunt adesea cazuri când, din lipsă de supraveghere, sunt oportune îngrijire corespunzătoareși înlocuirea prematură a frânghiilor uzate, au avut loc accidente mari.

De aceea:
Sub nicio formă nu trebuie folosite frânghii uzate sau defecte;
este necesar să se verifice și să strângă sistematic cu atenție fixarea capetelor frânghiei pe tamburul de frânghie și în alte locuri în care sunt încorporate frânghii;
nu permiteți ca numărul de spire de frânghie pe tambur să fie mai mic de 1,5;
lubrifiați frânghia în timp util, deoarece durata de viață a acesteia depinde în mare măsură de lubrifierea corectă și în timp util;
nu permiteți utilizarea blocurilor cu flanșe ciobite, deoarece o flanșă ciobită face ca frânghia să se desprindă de bloc sau tambur și, uneori, taie frânghia;
dacă se găsesc fire rupte într-o cantitate mai mică decât cea la care frânghia este respinsă, acestea trebuie tăiate cu clești pentru a evita deteriorarea firelor adiacente;
Nu permiteți frânghiei să atingă elementele structurale ale macaralei.

Ce lanțuri se folosesc la mașinile de ridicat?

La mașinile de ridicat se folosesc lanțuri de plăci - GOST 191-63, sudate și ștanțate - GOST 2319-70. Acestea din urmă sunt folosite ca slings și slings de marfă.

În plus față de lanțurile indicate, lanțurile în conformitate cu GOST 6348-65 pot fi utilizate pentru fabricarea de curele. Toate lanțurile utilizate la macarale, precum și lanțurile din care sunt fabricate curele, trebuie să aibă un certificat de testare al producătorului. Dacă nu există certificat de testare, trebuie testat un eșantion de lanț pentru a determina sarcina de rupere și a verifica dimensiunile pentru conformitatea cu standardul de stat.

Care este factorul de siguranță al lanțurilor în raport cu sarcina de rupere?

Factorul de siguranță al lanțurilor de sarcină sudate și ștanțate și al lanțurilor de curățare în raport cu sarcina de rupere nu trebuie să fie mai mic decât:
marfă, care funcționează pe un tambur neted cu acționare manuală - 3, cu acționare a mașinii - 6;
marfă care funcționează pe un pinion (calibrat) cu acționare manuală - 3, cu acționare a mașinii - 8;
pentru curele cu acționare manuală - 5, cu acționare a mașinii - 5.

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

Sunt permise îmbinările în lanț?

Îmbinarea lanțurilor este permisă prin forjare sau prin sudură electrică a noilor legături introduse sau prin utilizarea unor legături speciale. După îmbinare, lanțul trebuie inspectat și testat cu o sarcină egală cu 1,25 ori capacitatea sa de încărcare. Inspecția și testarea trebuie efectuate la unitatea în care au fost reparate lanțurile.

În ce cazuri sunt respinse lanțurile?

Lanțurile sunt respinse dacă o verigă este ruptă, dacă uzura unei verigi de lanț sudate sau ștanțate este mai mare de 10% din diametrul (calibrul) inițial plus minus toleranța pentru fabricarea lanțului, dacă se constată crăpături în verigile lanțului.

Cum sunt împărțite blocurile folosite la macarale?

Blocurile utilizate la macaralele de ridicare a sarcinii sunt împărțite în lucru și nivelare.

Blocurile de lucru, la rândul lor, sunt împărțite în mobile și staționare. Dacă blocul nu se ridică sau nu coboară față de nivelul solului în timpul funcționării macaralei, atunci un astfel de bloc se numește staționar, deși se rotește pe axa sa. Dacă, la ridicarea sau coborârea unei sarcini, blocul se mișcă odată cu ea, atunci un astfel de bloc se numește mobil.

Atât blocurile mobile, cât și cele fixe sunt realizate din fontă și oțel. Mai mult, blocurile din fontă sunt folosite pentru a lucra cu sarcini ușoare, iar blocurile de oțel sunt folosite pentru a lucra cu sarcini mari și grele.

Ce blocuri sunt supuse cea mai mare uzură?

Blocurile de mare viteză sunt supuse la cea mai mare uzură. Pentru a asigura uzura uniformă a blocurilor, în palanele cu scripete cu mai multe blocuri, acestea trebuie schimbate la repararea unei macarale.

Cum poate fi eliminată uzura neuniformă a blocurilor?

Uzura neuniformă a blocului poate fi eliminată prin rotirea profilului canelurii, iar o reducere a diametrului inițial este permisă cu cel mult 3 mm pentru blocurile cu un diametru de 300 mm și nu mai mult de 5 mm pentru blocurile cu un diametru de până la până la 500 mm.

Este posibil să operați un bloc cu o flanșă ruptă?

Este strict interzisă operarea unui bloc cu o flanșă ciobită, deoarece o flanșă ciobită face ca frânghia să se desprindă de bloc și, uneori, poate tăia frânghia, ceea ce poate duce la un accident grav.

Trebuie reținut că blocurile de macara trebuie monitorizate în mod constant, deoarece defecțiunea blocului poate duce la un accident.
Bloc de nivelare, nivelarea frânghiilor din stânga și laturile drepte scripete, nu se rotește atunci când mecanismul funcționează și, uneori, nu îi acordă atenție - nu îi ung axa, nu inspectează fixarea axei. Operatorul de macara trebuie să rețină că o rupere a axei blocului de nivelare sau căderea acestuia din suporturi va duce la un accident grav - sarcina cu cârligul va cădea la sol.

Ce este un palan cu lanț?

Un dispozitiv de ridicare format din cleme bloc fixe și mobile, prin blocurile cărora este trecută o frânghie sau un lanț, se numește palan cu lanț. Mai mult, cu cât sunt mai multe blocuri în cuștile mobile și staționare ale scripetelui, cu atât mai multe ramuri ale frânghiei sau lanțului și, prin urmare, cu atât câștigul de rezistență sau viteză este mai mare.

De ce există o creștere a puterii la palanele cu scripete?

Creșterea rezistenței la palanele cu scripete are loc deoarece masa sarcinii ridicate de palanul cu scripete este distribuită între toate ramurile cablului acestuia. Prin urmare, cu cât sunt mai multe blocuri în palanul cu lanț, cu atât cantitate mare ramuri ale frânghiei sunt implicate în ridicarea sarcinii și cu atât mai puțină forță cade pe fiecare ramură a frânghiei. Datorită acestui lucru, este posibil să utilizați o frânghie cu diametru mai mic și un troliu de ridicare sau braț cu forță de tracțiune mai mică.

Ce scripete de multiplicitate se folosesc la macarale?

La macaralele de ridicare se folosesc blocuri de scripete cu o multiplicitate de 2, 3, 4, 6 etc.. Un scripete cu multiplu de 2 este format dintr-un bloc fix si unul mobil. În acest caz, cablul de marfă atașat la braț ocolește mai întâi blocul mobil situat pe suportul cârligului, apoi cel staționar și este direcționat către tamburul troliului.

Un scripete cu o multiplicitate de 3 este format din două blocuri fixe montate pe braț și un bloc mobil plasat în cușca cârligului. Un scripete cu o multiplicitate de 4 este format din două blocuri mobile și două blocuri fixe.

Multiplicitatea unui scripete este caracteristica sa cea mai importantă, deoarece cu cât multiplicitatea este mai mare, cu atât trebuie depus mai puțin efort pentru a ridica sarcina.

Ce se aplică dispozitivelor de manipulare a încărcăturii înlocuibile?

Elementele de ridicare înlocuibile includ un cârlig, prindere, electromagnet de ridicare etc.

Cum sunt realizate cârligele mașinilor de ridicat?

Cârligele mașinilor de ridicat - forjate și ștanțate - trebuie să fie fabricate în conformitate cu GOST 2105-64.

După fabricare, acestea trebuie marcate în conformitate cu GOST 2105-64.

Cârligele pentru sarcini mai mari de 3 tone trebuie realizate rotative pe rulmenți cu bile închise, cu excepția cârligelor pentru macaralele cu destinație specială.

Cu ce ​​ar trebui să fie echipate cârligele macaralei?

Cârligele macaralelor de ridicare a sarcinii trebuie să fie echipate cu un dispozitiv de siguranță care să împiedice căderea spontană a dispozitivului detașabil de manipulare a sarcinii din gura cârligului.

Orez. 3. Cușcă cu cârlig cu un singur bloc:
1 - cuferă blocare; 2 - carcasă; 3 - obraz; 4 și 8 - rulmenți cu bile; 5 - axa; 6 - bloc; 7 - piuliță cârlig; 9 - traversare; /0 - cârlig; 11 - zăvor cu cârlig

Un astfel de dispozitiv nu poate fi echipat cu cârlige ale macaralelor portal care operează în porturile maritime și1 cârlige ale macaralelor care transportă zgură lichidă sau! metal topit.

Este permis cârligul să se uzeze?

Uzura cârligului este permisă, dar foarte mică. Uzura maximă în gât nu trebuie să depășească 10% din înălțimea inițială a secțiunii sale.

În ce cazuri este respins un cârlig?

Cârligul este respins în următoarele cazuri: dacă nu se rotește în traversă; dacă cornul cârligului este îndoit;
dacă uzura cârligului în gât depășește 10% din înălțimea secțiunii inițiale;
dacă nu există niciun semn OTK pe cârlig; dacă există crăpături pe cârlig.

Din ce părți este formată cușca cu cârlig?

Suportul cârligului (Fig. 3) este format din doi obraji laterali din oțel de gradul 3, un opritor, blocuri, o traversă și un cârlig. Obrajii sunt legați între ei prin tuburi distanțiere și strânși cu șuruburi de cuplare. Blocurile cuștilor sunt instalate pe o axă, care este fixată fix în obrajii laterali folosind bare transversale. Traversa cu cârlig este de asemenea instalată în obrajii laterali și este asigurată împotriva mișcării axiale prin două bare de blocare; Deoarece știfturile transversale au caneluri într-un cerc, traversa se poate roti liber în găurile obrajilor laterali, datorită căruia cârligul, pe lângă rotirea în jurul axei tijei, se poate, de asemenea, balansa împreună cu traversa, ceea ce foarte mult. facilitează strângerea sarcinilor.

Care este scopul opririi cuștii cu cârlig?

Opritorul cuștii cârligului servește la protejarea blocului cuștii de un posibil impact în cazurile în care cârligul se apropie de poziția cea mai sus.

La ce ar trebui să fii atent? personal de serviciu când folosiți cârlige și cuști cu cârlige?

Cușca cu cârlig a macaralelor cu braț, pod și pod este o unitate foarte importantă, astfel încât operatorii de macara și slingerii trebuie să monitorizeze în mod constant starea cuștii cu cârlig atunci când acţionează macaraua. În timpul fiecărei inspecții, este necesar să se verifice funcționalitatea obrajilor laterali, a blocurilor, a traverselor, a cârligului, a piuliței care fixează cârligul, a fixării axelor și a opritorului. În timpul funcționării macaralei, la cârlig pot apărea defecte: îndoirea cornului cârligului, spărturi pe corpul cârligului, uzura sau contaminarea lagărului de susținere, ruperea piuliței de blocare a cârligului, abraziunea suprafeței cârligului. gura cârlig, crăpături care pot duce la consecințe grave. Operatorul de macara și slingerul trebuie să observe fiecare dintre aceste defecte la timp. Operatorul de macara trebuie, de asemenea, să se asigure că blocurile cuștii cârligului și rulmentul axial cu cârlig sunt lubrifiate, deoarece lipsa lubrifierii va duce la defectarea prematură a acestor piese. Care sunt cerințele pentru grabs?

Următoarele cerințe se aplică pentru grabs:
graful trebuie să aibă o plăcuță care să indice producătorul, numărul de grațiere, greutatea proprie, tipul de material pentru care este destinată manevrării apucătorului, greutatea maximă admisă a materialului scos; în lipsa unei plăcuțe de identificare, aceasta din urmă trebuie să fie restaurată de proprietarul grabului;
prin designul său, apucatorul trebuie să excludă posibilitatea deschiderii spontane;
graburile fabricate separat de macara trebuie sa aiba (pe langa placuta) si pasaport, care trebuie sa contina toate datele despre grabul prevazute in pasaportul standard al macaralei.

Operatorul de macara trebuie să rețină că o macara de ridicare a sarcinii, în care elementul de manipulare a încărcăturii este un apucator, poate fi lăsată să funcționeze numai după cântărirea materialului scos în timpul unei culegere de probă; greutatea apucătorului cu materialul scos nu trebuie să depășească capacitatea de ridicare a macaralei.

Pentru macaralele cu capacitate de ridicare variabilă în funcție de raza brațului, greutatea graționului nu trebuie să depășească capacitatea de ridicare corespunzătoare razei la care sunt acționate macaraua și grabul. Scoaterea de testare trebuie făcută de pe suprafața orizontală a solului proaspăt umplut.

Dispozitive de ridicare și containere detașabile

Ce dispozitive sunt clasificate ca dispozitive de ridicare detașabile?
Dispozitivele de ridicare detașabile includ acele dispozitive care sunt atârnate de cârligul unei mașini de ridicat (de exemplu, chingi, clești, traverse etc.).

Ce tipuri de chingi există?

Slingurile pot fi universale, ușoare sau cu mai multe ramuri. O chingă care are forma unei bucle închise se numește universală, deoarece este folosită pentru slingarea diferitelor sarcini.

O sling constând dintr-o ramură cu cârlige și inele atașate la capete se numește ușoară (Fig. 4).

Orez. 4. Curele: a - universale; b - ușoară - valoroasă

Orez. 5. Sling cu mai multe ramuri

O sling cu mai multe ramuri este o sling care constă din mai multe ramuri asamblate pe un inel, cu cârlige sau mânere la capete (Fig. 5).

Cum se atașează cârligele, inelele și buclele de capetele chingilor?

Cârligele, inelele și buclele de la capetele chingilor se asigură cu ajutorul unui degetar, prin împletirea capătului liber al sling-ului sau prin instalarea de cleme. La împletire, capătul slingului (frânghiei) este desfăcut în șuvițe, apoi aceste șuvițe sunt țesute în corpul frânghiei, urmate de împletirea îmbinărilor cu sârmă.

Câte fire de frânghie ar trebui să fie lovite la împletire?

Numărul de lovituri ale frânghiei cu șuvițe la împletire trebuie să fie de cel puțin patru pentru un diametru de frânghie de până la 15 mm, de cel puțin cinci pentru un diametru de frânghie de 15 până la 28 mm și de cel puțin șase pentru un diametru de frânghie de 28 mm. până la 60 mm.

Câte cleme ar trebui plasate la capătul frânghiei?

Când se fixează cârlige, inele și bucle la capătul unei frânghii prin instalarea clemelor, numărul acestora este determinat în timpul proiectării, dar trebuie să fie de cel puțin trei; distanța dintre clemele și lungimea capătului liber al frânghiei de la ultima clemă trebuie să fie egală cu cel puțin șase diametre de frânghie. Este interzisă plasarea clemelor pe chingi folosind o forjă sau orice altă metodă fierbinte.

Din ce material sunt făcute cârligele și inelele pentru curele ușoare și cu mai multe picioare?

Cârligele și inelele pentru slinguri trebuie să fie din oțel de gradul 20 sau din oțel moale cu focar de gradul 3, iar cârligele trebuie să aibă dispozitive care să împiedice căderea spontană a cârligului din buclele de montare sau din umerașele containerului.

Cine are dreptul de a produce chingi, clești și traverse?

Slingurile, cleștele, traversele și alte dispozitive de manipulare a sarcinii au dreptul de a fi fabricate de o întreprindere sau de șantier, dar producția lor trebuie organizată central și realizată conform standardelor, hărților tehnologice sau desenelor individuale. În plus, atunci când se utilizează sudarea, documentația pentru fabricarea chingilor, clemelor, traverselor etc. trebuie să conțină instrucțiuni pentru implementarea și controlul calității acesteia.

Informațiile despre fabricarea curelelor, cleștilor, traverselor etc. trebuie trecute în jurnalul de bord. Acest jurnal trebuie să indice: numele dispozitivelor de ridicare detașabile, capacitatea de încărcare, numărul normal ( harta tehnologica, desen), numerele de certificat pentru materialul utilizat, rezultatele verificării calității sudării, rezultatele testelor dispozitivului detașabil de manipulare a sarcinii. Slingurile, cleștii și traversele sunt supuse inspecției tehnice după fabricarea lor?
După fabricare, curele, cleștii, traversele și alte dispozitive de manipulare a sarcinii trebuie în mod necesar să fie supuse inspecției tehnice la întreprinderea sau șantierul unde au fost fabricate; totuși, ele trebuie inspectate și testate cu o sarcină de 1,25 ori mai mare decât capacitatea nominală a sarcinii.

După testare, dispozitivele de ridicare detașabile specificate trebuie să fie echipate cu o etichetă sau ștampilă metalică pe care trebuie ștampilate numărul, capacitatea de încărcare și data testului. Mai mult, capacitatea de ridicare a chingilor de uz general este indicată la un unghi între ramuri de 90°, iar capacitatea de transport a chingilor de uz special destinate ridicării unei sarcini specifice este indicată la unghiul dintre ramuri adoptat în calcul. Slingurile, cleștii, traversele și alte dispozitive detașabile de manipulare a încărcăturii fabricate pentru organizații terțe, pe lângă ștampile sau etichete, trebuie să fie furnizate cu un pașaport.

Cine ar trebui să efectueze inspecția tehnică a curelelor, cleștilor, traverselor și containerelor?

Inspecția tehnică a curelelor, cleștilor, traverselor și containerelor trebuie efectuată de un supraveghetor sau de o altă persoană special desemnată prin ordin pentru întreprindere sau șantier.

Slingurile, cleștii și traversele trebuie verificate periodic în timpul funcționării lor?

Slingurile, cleștii și traversele în timpul funcționării lor trebuie verificate periodic printr-o inspecție amănunțită în termenele stabilite de administrația întreprinderii sau șantierului, dar nu mai puțin de: chingi - la fiecare zece zile, clești - după o lună, brațele încrucișate - după șase luni.

Inspecția trebuie efectuată de o persoană responsabilă de buna stare a dispozitivelor detașabile de manipulare a sarcinii; rezultatele inspecției trebuie înregistrate în jurnalul de inspecție.

Slingurile, cleștii și barele transversale trebuie verificate zilnic (în fiecare schimb)?
Slingurile, cleștii și traversele trebuie verificate zilnic (în fiecare schimb) înainte de a începe lucrul. Acestea ar trebui verificate de către slingers, operatorii de macara și persoanele responsabile cu circulația în siguranță a mărfurilor.

La ce unghiuri maxime dintre ramurile slingurilor este permisă acostarea încărcăturii?

Unghiul maxim dintre ramurile slingurilor la acostarea încărcăturii nu trebuie să fie mai mare de 90°. O creștere a acestui unghi la 120° poate fi permisă numai în cazuri excepționale conform calculului.

De ce să nu permitem ca un unghi între ramurile curelelor să depășească 90° atunci când ridicăm o sarcină?

Deoarece odată cu creșterea unghiului dintre ramurile slingurilor, tensiunea pe ramuri va crește foarte mult, ceea ce poate duce la ruperea slingurilor în sine, cârlige sau bucle de montare din beton armat sau produse din beton. Deci, la un unghi între ramurile slingului egal cu 60°, tensiunea pe ramurile sling-ului va crește cu 15%, la un unghi de 90° tensiunea va crește cu 42%, iar la un unghi de 120° tensiunea pe ramurile de praștie vor crește de 2 ori.

În ce cazuri sunt respinse slingurile?

Slingurile sunt respinse în următoarele cazuri: dacă numărul de sârme rupte pe pas de întindere în frânghiile slingului este mai mare decât norma (vezi tabelul de la pagina 244), dacă cârligele chingilor prezintă crăpături, dacă gâtul cârligului sling-ului are o uzură mai mare de 10% din înălțimea inițială a secțiunii sale, dacă frânghia are un fir rupt, dacă frânghia are o uzură la suprafață sau coroziune de 40% sau mai mult, dacă degetele au căzut, dacă slingul inelele au crăpături sau uzura este mai mult decât acceptabilă, dacă frânghia este grav deformată (aplatizată).

Cine are dreptul de a produce containere?

O întreprindere sau șantier de construcții are dreptul de a produce containere, dar trebuie să fie fabricate central și produse conform standardelor, hărților tehnologice și desenelor individuale.

După fabricare, containerul trebuie supus certificării tehnice prin inspecție, deoarece testarea containerului cu o încărcătură nu este necesară. Inspecția containerelor trebuie efectuată conform instrucțiunilor aprobate de conducerea întreprinderii sau a șantierului, care definește procedura și metodele de inspecție, precum și eliminarea defectelor detectate.

Informațiile despre fabricarea și inspecția containerelor trebuie înscrise în jurnalul de bord pentru înregistrarea dispozitivelor și containerelor detașabile de manipulare a încărcăturii. Acest jurnal trebuie să indice: denumirea containerului, greutatea proprie a containerului, capacitatea sa de transport, scopul containerului, numărul normal (hartă tehnologică, desen), numerele de certificat pentru materialul utilizat, rezultatele calității sudurii. verificări, rezultatele inspecției containerului.

Ce informații trebuie plasate pe recipient după examinarea tehnică a acestuia?

După examinarea tehnică, pe container trebuie să fie marcate următoarele informații: numărul containerului, greutatea tară a containerului, cea mai mare greutate a încărcăturii pentru care este destinat transportului și scopul containerului.

Containerele trebuie inspectate periodic?

Containerele trebuie inspectate periodic (lunar) iar rezultatele inspectiei trebuie consemnate in jurnalul de inspectie al dispozitivelor de ridicat si al containerelor. Containerul trebuie inspectat de o persoană responsabilă de starea corespunzătoare a containerului. În plus, containerele trebuie inspectate zilnic (în fiecare schimb) de către slingers, operatori de macarale și persoana responsabilă pentru funcționarea în siguranță a macaralelor.

În ce cazuri containerul este respins?

Operatorii de macara și slingerii trebuie să rețină că dispozitivele de ridicare detașabile și containerele care nu au trecut inspecția tehnică, nu au etichete (ștampile) și sunt defecte nu au voie să lucreze și nu trebuie amplasate în zonele de lucru.

LA Categorie: - Operatori de macara si slingers