pobieranie: suwnica obliczenia
Pobierz dokument pdfPrzeglądaj wersję html pliku:
DANE
OBLICZENIA
WYNIKI
1. Siła na haku:
m=2600 [kg]
ø1 =1,1 ø2 =1,05 g=9,81 [m/s2]
Q = m ⋅ g ⋅ φ1 ⋅ φ 2 =
2600 ⋅ 9,81 ⋅ 1,05 ⋅ 1,1 = 29,5[kN ] 1000
Q=29,5 [kN]
gdzie: m – masa podnoszona przez suwnicę; ø1 , ø2 – współczynniki dobrane z PN-ISO8686-5:1999; g – przyspieszenie ziemskie.
2. Średnica liny:
k=2 K=222 Rm =1800 [MPa] Q =29,5 [kN]
dd ≥
4 ⋅ Q ⋅ 10 3 = k ⋅ K ⋅ π ⋅ Rm
4 ⋅ 29,5 ⋅ 10 3 = 0,53[mm] 2 ⋅ 222 ⋅ 3,14 ⋅ 1800
dd ≥0,53 [mm]
gdzie: dd – średnica pojedyńczego drucika w linie; k – przeło enie układu linowego; K – ilość drucików w linie; Rm – doraźna wytrzymałość materiału liny; Wg PN-89/M-80216 dobrano linę 12-T6x37+A0-Z/s-II-g-1800.
dL =12 [mm]
3. Minimalna średnica bębana linowego i krą ków w zbloczach:
dL = 12[mm]
DB ' ≥ 18 ⋅ d L = 18 ⋅ 12 = 216[mm] Przyjęto wstępnie średnicę nawojową bębna DB’ = 250 [mm]
DB’ =250 [mm]
4. Obliczeniowa prędkość obrotowa bębna:
V=0,12 [m/s] DB =250 [mm] k=2
n Bobl =
60000 ⋅ V ⋅ k 60000 ⋅ 0,12 ⋅ 2 obr = = 18,3 π ⋅ DB ' 3,14 ⋅ 250 min
nBobl =18,3 [obr/min]
Q =29,5 [kN] V=0,12 [m/s]
5. Zapotrzebowanie mocy:
N = Q ⋅ V = 29,5 ⋅ 0,12 = 3,54[kW ]
N= 3,54 [kW]
ηsprz =0,96 ηred =0,94 ηbebn =0,99 ηkraz =0,95
k=2
6. Sprawność całkowita napędu:
η c = η sprz 2 ⋅η red ⋅ η bebn ⋅η kraz k −1 = 0,96 2 ⋅ 0,94 ⋅ 0,99 ⋅ 0,95 = 0,81
gdzie: ηsprz - sprawność przęgła; ηred - sprawność reduktora trzystopniowego; ηbebn - sprawność bębna; ηkraz – sprawność krą ka na ło ysku ślizgowym w zbloczu.
ηc =0,81
7. Dobór silnika:
N= 3,54 [kW]
ηc =0,81
NS ≥
N
ηc
=
3,54 = 4,37[kW ] 0,81
Sg 132 S–4 nS =1450 [obr/min] NS =5,5 [kW]
Dobrano silnik Sg 132 S–4 dla którego: * prędkośc obotowa nS =1450 [obr/min]; * moc znamionowa NS = 5,5 [kW];
8. Przeło enie kinematyczne reduktora:
nS =1450 [obr/min] nBobl =18,3 [obr/min]
iR ≅
nS 1450 = = 79,2 n Bobl 18,3
iR = 81
Dobrano reduktor 3N–625–81–3–Sg 132 S–4
9. Obliczenia wymiarów bębna:
Rys.1) Wymiary będna. Dla liny o średnicy dL = 12mm: h=4,5[mm]; S=14[mm]; S1 =19[mm]; r=1[mm]; R=6,5[mm].
Na materiał bębna przyjęto stal St3S.
iR = 81 nS =1450 [obr/min]
h=4,5[mm] S=14[mm] S1 =19[mm] r=1[mm] R=6,5[mm]
9.1
Rzeczywista prędkość obrotowa bębna:
nB =
n S 1450 obr = = 17,9 iR 81 min
nB =17,9 [obr/min]
2
nB =17,9 [obr/min] nBobl =18,3 [obr/min]
9.2
Błąd przeło enia +2%-3% : n − nB 18,3 − 17,9 ⋅ 100% = ⋅ 100% = 2,19% δ = Bobl n Bobl 18,3 Ostateczna średnica nawojowa bębna:
δ=2,19%
9.3
k=2 V=0,12 [m/s] nB =17,9 [obr/min]
Poniewa błąd przeło enia nie mieści się w przewidzianej tolerancji, obliczamy rzeczywistą średnicę bębna ze wzoru: DB = 60000 ⋅ V ⋅ k 60000 ⋅ 0,12 ⋅ 2 = = 256[mm] π ⋅ nB π ⋅ 17,9
DB =256 [mm]
9.4
H=20 [m] z=1 f=3 S=14 k=2
Długość bębna z rowkiem pod linę:
H ⋅ 10 3 ⋅ k 20 ⋅ 10 3 ⋅ 2 LB = + f ⋅S = 3,14 ⋅ 256 ⋅ 1 + 3 ⋅ 14 = 738,7[mm] π ⋅D ⋅z B Przyjęlo: LB =742[mm] gdzie: H – robocza wysokość podnoszenia suwnicy; z – ilość warstw nawiniętej na bębęn całej długości liny; f – ilość zwojów zapasowych. S – skok lini śrubowej rowków bębna wg PN-61 / M-84621.
9.5 Długość całkowita bębna:
LB =742 [mm]
LB =740 [mm] S=14[mm] S1 =19[mm]
L = LB + S + 2 ⋅ S1 + 2 ⋅ 15 = 740 + 14 + 2 ⋅ 19 + 2 ⋅ 15 = 822[mm]
9.6 Moment skręcający bębęn maksymalny:
Ms max = 9550 ⋅ N 3,54 = 9550 ⋅ = 1889[ Nm] nB 17,9
L=822[mm]
N=3,54[kW] nB =17,9 [obr/min]
Msmax =1889 [Nm]
9.7
Moment zginający bęben maksymalny:
Moment gnacy bęben ma najwięksą wartość gdy siła od liny występuje w środku długości bębna.
Q =29,5 [kN] k=2 L=822 [mm] L’=798[mm]
Mg max =
Q ⋅ L' 29,5 ⋅ 798 = = 2942[ Nm] k ⋅4 2⋅4
Mgmax =2942 [Nm]
3
9.8
Msmax =1889 [Nm] Mgmax =2942 [Nm] kg =120 [MPa] ks =70 [MPa]
Moment zredukowany:
M red = Mg max +
2
α2
4
⋅ Ms max
2
1,712 = 2942 + ⋅ 1889 4
2
M red = 3356[ Nm] gdzie: α=kg / ks – współczynnik redukcyjny naprę eń stycznych; kg – naprę enia dopuszczalne na zginanie dla stali St3S; ks – naprę enia dopuszczalne na skręcanie dla stali St3S;
Mred =3356 [Nm]
α =1,71
9.9
DB =256 [mm] dL =12 [mm] h=4,5[mm]
Średnica wewnętrzna, zewnętrzna i rdzenia bębna:
DBr =244[mm] DBz =253[mm]
DBr – średnica rdzenia bębna: DBr =DB – dL = 244[mm]. DBz – średnica zewnętrzna bębana: DBz =DBr + 2h = 253[mm].
D Bw ≤ D Br −
4
4
M red ⋅ 32 ⋅ D Br = π ⋅ kg
4
244 4 −
3356 ⋅ 32 ⋅ 244 3,14 ⋅ 120
D Bw ≤ 243,9988[ mm ] Przyjęto na bębęn rurę 273,0x25x822 wg PN-80/H-74219, dla której: Dw = DBw = 223 [mm] oraz Dz =273 [mm] do przetoczenia na DBz=253[mm].
273,0x12,5x1300 DBw =223[mm]
10. Obliczenia wymiarów czopów:
10.1 Obcia enie czopa:
UWAGA: Oba czopy są obcią one i utwierdzone tak samo, więc wymiary średnicowe są równie takie same, oraz takie same ło yska zostaną dobrane.
Czop jest obcia ony najbardziej wg następującego schematu:
Q =29,5 [kN] k=2 g=9,81[m/s2] mB=72[kg]
gdzie: P – siła działająca na czop: P =
(m B + m L ) ⋅ g
2 ⋅ 1000 mB – masa bębna: oszacowano mB =72[kg]; mL – masa liny: oszacowano mL = 20[kg]
+
Q = 15,2[kN ] k
P=15,2[kN]
4
10.2
P=15,2[kN] l’=80[mm] kg =110[MPa]
Mniejsza średnica czopa:
Dc1 ≥ 3 P ⋅ 10 3 ⋅ l ' 15,2 ⋅ 10 3 ⋅ 80 =3 3,14 ⋅ 110 π ⋅ kg
Dc1 ≥ 15,2[mm] Ze względów konstrukcyjnych przyjeto średnicę osi pod ło yskiem Dc1 =50[mm].
Dc1 =50[mm]
10.2
Większa średnica czopa:
Dc2 =60[mm]
Ze względów konstrukcyjnych dobrano większą średnicę czopa Dc2 = 60[mm].
11. Obliczenia ło ysk:
11.1 Wstępny dobór ło yska:
Na średnicę czaopa Dc1 =50 [mm] przyjeto ło ysko kulkowe wahliwe 2310 , dla którego : • współczynnik e=0,43; • noścność dynamiczna C=65 [kN]; • nośność spoczynkowa C0 = 23,5 [kN].
2310 e=0,43 C=65 [kN] C0 =23,5 [kN]
11.2
Siły obcia ająca ło ysko:
P=15,2[kN] V=1 Fx =0 X=1 Y=1,5
Poniewa od liny na bębnie pochodzą tylko obcia enia promieniowe, przeto siła wzdłu na Fx = 0, a więc i stosunek siły wzdłu nej do poprzecznej Fx / Fr = Fx / P = 0 < e=0,43, stąd wartości współczynnika obcia enia poprzecznego X=1 oraz współczynnika obcia enia wzdłu nego Y=1,4. Obcia enia zastępcze działające w węźle ło yskowym obliczamy ze wzoru: F = X ⋅ V ⋅ P + Y ⋅ Fx = 1 ⋅ 1 ⋅ 15,2 + 1,5 ⋅ 0 = P = 15,2[kN ] gdzie: V=1 – współczynnik dla przypadku obracającego się wału.
F=15,2[kN]
11.3 Sprawdzenie przydatności dobranych ło ysk: 11.3.1 Ze względu na nośność dynamiczną:
C obl = F ⋅ p Lh ⋅ n B ⋅ 60 10 6
P=15,2[kN] p=3 Lh =20000[h] nB =17,9 [obr/min] C=54 [kN]
C obl = 15,2 ⋅ 3 C obl
20000 ⋅ 17,9 ⋅ 60 10 6 = 42,3[kN ] < C = 65[kN ]
gdzie: p=3 – współczynnik dla przypadku ło yska kulkowego; Lh – trwałość godzinowa ło ysk;
5
11.3.1
F=15,2[kN] C0 =23,5 [kN]
Ze względu na nośność spoczynkową: F = 15,2[kN ] < C 0 = 23,5[kN ]
Oba warunki nośności zostały spełnione, stąd wniosek, e ło yska 2310 dobrano prawidłowo.
12. Obliczenia sprzęgieł:
12.1 Dobór sprzegła między silnikiem a reduktorem:
Moment obrotowy na osi silnika: N 3,54 M sil = 9550 ⋅ = 9550 ⋅ = 23,3[ Nm] nS 1450 Z katalogu firmy KTR dobrano sprzegłoz bębnem hamulcowym: ROTEX-38 BTAN 160St 92 1a St-ø38 1Nd St-ø30 z łącznikiem 92 Shore A o nominalnym momencie obrotowym 190[Nm].
N= 3,54 [kW] nS =1450 [obr/min]
Msil =23,3[Nm]
12.2
N= 3,54 [kW] nB =17,9 [obr/min]
Dobór sprzegła między reduktorem a bębnem:
Moment obrotowy na osi bębna: N 3,54 M B = 9550 ⋅ = 9550 ⋅ = 1889[ Nm] nB 17,9 Z katalogu firmy KTR dobrano sprzegło: ROTEX-90 St 98 1b-ø90 1b-ø50 z łącznikiem 98 Shore A o nominalnym monencie obtrotowym 3600[Nm].
MB =1889 [Nm]
13. Obliczenia wpustu na czopie bębna:
MB =1889[Nm] h=9 Dc1 = 50[mm] pdop = 160[MPa]
Dla średnicy Dc1 = 50[mm] dobrano wpust pryzmatyczny A 14x9. Długość wpustu z warunku na naciski powierzchniowe: 4 ⋅ M B ⋅ 10 3 4 ⋅1889 ⋅10 3 l≥ = h ⋅ p dop ⋅ Dc1 9 ⋅160 ⋅ 50
l ≥ 104,9[mm] Przyjęto wpust pryzmatyczny A 14x9x125 wg PN-70/M-85005.
l ≥ 104,9[mm] A 14x9x125
6
14. Obliczenia spoin:
13.1 Spoiny przy czopach:
a1 =5[mm]
Przyjęto spoinę pachwinową o grubości a1 = 5[mm] na pełnym obwodzie czopa. UWAGA: spoinę na cąłym obwodzie rozwinięto do prostoliniowej. Sprawdzenie warunku na scinanie: T ⇒ ≤ 0,65 ⋅ k r τ sp ≤ k t ' A1 2 ⋅ M B ⋅ 10 3 Dc 2 ≤ 0,65 ⋅ k r a1 ⋅ π ⋅ Dc 2 2 ⋅ M B ⋅ 10 3 a1 ⋅ π ⋅ Dc 2
a1 =5[mm] MB =1889[Nm] kr =110 [MPa] Dc2 =60[mm]
2
≤ 0,65 ⋅ k r
2 ⋅ 1889 ⋅ 10 3 = 66,8[ MPa] ≤ 71,5[ MPa] 4 ⋅ 3,14 ⋅ 60 2 gdzie: T – siła styczna do przekroju wzdłu nego spoiny; A – pole przekroju rozwiniętej spoiny; kt’ – naprę enia dopuszczalne spoiny na ścinanie. Warunek na ścinanie został spełniony – spoinę dobrano prtawidłowo.
13.2
Spoina przy średnicy wewnętrznej bębna:
a2 =3[mm]
Przyjęto spoinę pachwinową o grubości a2 = 3[mm] na pełnym obwodzie wewnętrznej średnicy bębna. Sprawdzenie warunku na scinanie:
a2 =3[mm] MB =1889[Nm] kr =110 [MPa] DBw =223[mm]
2 ⋅ M B ⋅ 10 3 a 2 ⋅ π ⋅ DBw
2
≤ 0,65 ⋅ k r
2 ⋅ 1889 ⋅ 10 3 = 8,06[ MPa] ≤ 71,5[ MPa] 3 ⋅ 3,14 ⋅ 223 2 Warunek na ścinanie został spełniony – spoinę dobrano prtawidłowo.
15. Dobór hamulca:
Msil =23,3[Nm] Mh =78,5[Nm] MSPmax =380 [Nm]
Ze względu na średnicę bębna hamulcowego przy sprzęgle między silnikiem a reduktorem dobrano hamulec szczękowy 160 B 002AHm spełniający warunek M sil ≤ M h ≤ M SP max , gdzie: Msil – moment obrotowy na bębnie hamulcowym; Mh – moment hamowania; MSPmax – maksymalny moment przenoszony przez sprzęgło.
160 B 002AHm
7
16. Dobór zblocza:
Dobrano zblocze jednokrą kowe na lo ysku ślizgowym Nr 4-A-026 DEa wg NM-65/33125.
Nr 4-A-026 DEa
17. Dobór haka:
Dobrano hak jednoro ny nr 4 52/160 wg PN-67/M-84551.
4 52/160
18. Napęd wózka wciągarki:
18.1 Dobór koła jezdnych napędzanych:
200-A 001 DNK
Dobrano jedno koło napędzane 200-A 001 DNK.
18.2
Dobór kół jezdnych nienapędzanych:
200-A 001 DNI
Dobrano trzy koła napędzane 200-A 001 DNI.
18.3
Minimalny moment napędzający wózek wciągarki:
RYS. Schematyczne przedstawienie koła jezdnego i jego obcia enie.
gdzie: MN – minimalny moment potrzebny do wprawienia wózka w ruch; rk – promień koła jezdnego; T – siła tarcia; f – współczynnik tarcia tocznego (stal-stalowa szyna); PN – siłą, która działając na ramieniu r zastępuje MN: M N = PN ⋅ rk Q – cię ar wózka suwnicy z obcia eniem m ⋅g (podzielony perzez ilość kół jezdnych): Q = w t N – nacisk, reakcja na siłę Q; mw – masa wózka suwnicy wraz z obcią eniem roboczym; t – ilość kółek jezdnych.
rk =100[mm] f=0,5[mm]
mw =3780[kg] t=4
8
Warunki ruwnowagi (stan tu przed początkiem toczenia się kół): N =Q ∑ y = N −Q = 0 ⇒
∑ x = P −T = 0 ⇒ ∑ M = P ⋅ 2r − N ⋅ f = 0
N C N k
PN = T
N⋅f 2
PN ⋅ 2rk = N ⋅ f Ostatecznie:
mw =3800[kg] g=9,81[m/s2] f=0,5*10-3 [m] t=4
⇒
PN ⋅ rk =
MN =
m w ⋅ g ⋅ f 3800 ⋅ 9,81 ⋅ 0,5 ⋅ 10 −3 = = 2,33[ Nm] 2⋅t 2⋅4
MN =2,33[Nm]
18.4
Prędkość jazdy wózka wciągarki:
Przyjęto prędkość VW=25±1 [m/min]
18.5
VW =25[m/min] rk =100[mm]
Prędkość obrotowa kółek jednych:
VW ⋅ 10 3 25 ⋅ 10 3 obr = = 39,8 nN = π ⋅ 2 ⋅ rk 3,14 ⋅ 2 ⋅ 100 min
VW =25[m/min]
nN =39,8 [obr/min]
18.6
MN =2,33[Nm] nN =39,8 [obr/min]
Zapotrzebowanie mocy na ruch wózka:
NN = M N ⋅ n N 2,33 ⋅ 39,8 = = 0,0097[kW ] 9550 9550
NN =0,0097[kW]
18.7
Dobór silnika napędu wózka wciągarki:
Sg 90 S-4
Dobrano silnik Sg 90 S-4 o mocy NsN =0,37[kW] i prędkości obrotowej nsN =680[obr/min].
18.8
nN =39,8 [obr/min] nsN =680 [obr/min]
Przeło enie reduktora napędu wózka wciagarki:
iN =
18.9
n sN 680 = = 17,1 nN 39,8
Dobór reduktora napędu wózka wciagarki:
iRN =16,5
Dobrano reduktor 1K–75–16,5–2–Sg 90 S–4
18.9
Rzeczywista prędkość jazdy wózka wciagarki:
nsN 680 ⋅ π ⋅ 2 ⋅ rk = ⋅ 3,14 ⋅ 2 ⋅ 100 = 25881[mm / min] iRN 16,5
VWr=26[m/min]
VWr =
VWr = 26[m / min]
9
18.10
Dobór sprzęgła między silnikiem a reduktorem napędu wózka wciągarki:
Dobrano ROTEX-38 BTAN 160St 92 1 St-ø24 1Nd St-ø18
18.11
Dobór sprzęgieł między reduktorem a kołami jezdnymi:
Dobrano dwa sprzęgła z aluminiowym wałem pośrednim: Dobrano ROTEX-28 St 92 1b-ø25 1b-ø40
18.11
Dobór hamulca ruchu wózka wciagarki:
Msil =23,3[Nm] Mh =61,8[Nm] MSPmax =380 [Nm]
Ze względu na średnicę bębna hamulcowego przy sprzęgle między silnikiem a reduktorem dobrano hamulec szczękowy 160 A 002AHm spełniający warunek M sil ≤ M h ≤ M SP max , gdzie: Msil – moment obrotowy na bębnie hamulcowym; Mh – moment hamowania; MSPmax – maksymalny moment przenoszony przez sprzęgło.
160 A 002AHm
10
suwnica obliczenia
DANE
OBLICZENIA
WYNIKI
1. Siła na haku:
m=2600 [kg]
ø1 =1,1 ø2 =1,05 g=9,81 [m/s2]
Q = m ⋅ g ⋅ φ1 ⋅ φ 2 =
2600 ⋅ 9,81 ⋅ 1,05 ⋅ 1,1 = 29,5[kN ] 1000
Q=29,5 [kN]
gdzie: m – masa podnoszona przez suwnicę; ø1 , ø2 – współczynniki dobrane z PN-ISO8686-5:1999; g – przyspieszenie ziemskie.
2. Średnica liny:
k=2 K=222 Rm =1800 [MPa] Q =29,5 [kN]
dd ≥
4 ⋅ Q ⋅ 10 3 = k ⋅ K ⋅ π ⋅ Rm
4 ⋅ 29,5 ⋅ 10 3 = 0,53[mm] 2 ⋅ 222 ⋅ 3,14 ⋅ 1800
dd ≥0,53 [mm]
gdzie: dd – średnica pojedyńczego drucika w linie; k – przeło enie układu linowego; K – ilość drucików w linie; Rm – doraźna wytrzymałość materiału liny; Wg PN-89/M-80216 dobrano linę 12-T6x37+A0-Z/s-II-g-1800.
dL =12 [mm]
3. Minimalna średnica bębana linowego i krą ków w zbloczach:
dL = 12[mm]
DB ' ≥ 18 ⋅ d L = 18 ⋅ 12 = 216[mm] Przyjęto wstępnie średnicę nawojową bębna DB’ = 250 [mm]
DB’ =250 [mm]
4. Obliczeniowa prędkość obrotowa bębna:
V=0,12 [m/s] DB =250 [mm] k=2
n Bobl =
60000 ⋅ V ⋅ k 60000 ⋅ 0,12 ⋅ 2 obr = = 18,3 π ⋅ DB ' 3,14 ⋅ 250 min
nBobl =18,3 [obr/min]
Q =29,5 [kN] V=0,12 [m/s]
5. Zapotrzebowanie mocy:
N = Q ⋅ V = 29,5 ⋅ 0,12 = 3,54[kW ]
N= 3,54 [kW]
ηsprz =0,96 ηred =0,94 ηbebn =0,99 ηkraz =0,95
k=2
6. Sprawność całkowita napędu:
η c = η sprz 2 ⋅η red ⋅ η bebn ⋅η kraz k −1 = 0,96 2 ⋅ 0,94 ⋅ 0,99 ⋅ 0,95 = 0,81
gdzie: ηsprz - sprawność przęgła; ηred - sprawność reduktora trzystopniowego; ηbebn - sprawność bębna; ηkraz – sprawność krą ka na ło ysku ślizgowym w zbloczu.
ηc =0,81
7. Dobór silnika:
N= 3,54 [kW]
ηc =0,81
NS ≥
N
ηc
=
3,54 = 4,37[kW ] 0,81
Sg 132 S–4 nS =1450 [obr/min] NS =5,5 [kW]
Dobrano silnik Sg 132 S–4 dla którego: * prędkośc obotowa nS =1450 [obr/min]; * moc znamionowa NS = 5,5 [kW];
8. Przeło enie kinematyczne reduktora:
nS =1450 [obr/min] nBobl =18,3 [obr/min]
iR ≅
nS 1450 = = 79,2 n Bobl 18,3
iR = 81
Dobrano reduktor 3N–625–81–3–Sg 132 S–4
9. Obliczenia wymiarów bębna:
Rys.1) Wymiary będna. Dla liny o średnicy dL = 12mm: h=4,5[mm]; S=14[mm]; S1 =19[mm]; r=1[mm]; R=6,5[mm].
Na materiał bębna przyjęto stal St3S.
iR = 81 nS =1450 [obr/min]
h=4,5[mm] S=14[mm] S1 =19[mm] r=1[mm] R=6,5[mm]
9.1
Rzeczywista prędkość obrotowa bębna:
nB =
n S 1450 obr = = 17,9 iR 81 min
nB =17,9 [obr/min]
2
nB =17,9 [obr/min] nBobl =18,3 [obr/min]
9.2
Błąd przeło enia +2%-3% : n − nB 18,3 − 17,9 ⋅ 100% = ⋅ 100% = 2,19% δ = Bobl n Bobl 18,3 Ostateczna średnica nawojowa bębna:
δ=2,19%
9.3
k=2 V=0,12 [m/s] nB =17,9 [obr/min]
Poniewa błąd przeło enia nie mieści się w przewidzianej tolerancji, obliczamy rzeczywistą średnicę bębna ze wzoru: DB = 60000 ⋅ V ⋅ k 60000 ⋅ 0,12 ⋅ 2 = = 256[mm] π ⋅ nB π ⋅ 17,9
DB =256 [mm]
9.4
H=20 [m] z=1 f=3 S=14 k=2
Długość bębna z rowkiem pod linę:
H ⋅ 10 3 ⋅ k 20 ⋅ 10 3 ⋅ 2 LB = + f ⋅S = 3,14 ⋅ 256 ⋅ 1 + 3 ⋅ 14 = 738,7[mm] π ⋅D ⋅z B Przyjęlo: LB =742[mm] gdzie: H – robocza wysokość podnoszenia suwnicy; z – ilość warstw nawiniętej na bębęn całej długości liny; f – ilość zwojów zapasowych. S – skok lini śrubowej rowków bębna wg PN-61 / M-84621.
9.5 Długość całkowita bębna:
LB =742 [mm]
LB =740 [mm] S=14[mm] S1 =19[mm]
L = LB + S + 2 ⋅ S1 + 2 ⋅ 15 = 740 + 14 + 2 ⋅ 19 + 2 ⋅ 15 = 822[mm]
9.6 Moment skręcający bębęn maksymalny:
Ms max = 9550 ⋅ N 3,54 = 9550 ⋅ = 1889[ Nm] nB 17,9
L=822[mm]
N=3,54[kW] nB =17,9 [obr/min]
Msmax =1889 [Nm]
9.7
Moment zginający bęben maksymalny:
Moment gnacy bęben ma najwięksą wartość gdy siła od liny występuje w środku długości bębna.
Q =29,5 [kN] k=2 L=822 [mm] L’=798[mm]
Mg max =
Q ⋅ L' 29,5 ⋅ 798 = = 2942[ Nm] k ⋅4 2⋅4
Mgmax =2942 [Nm]
3
9.8
Msmax =1889 [Nm] Mgmax =2942 [Nm] kg =120 [MPa] ks =70 [MPa]
Moment zredukowany:
M red = Mg max +
2
α2
4
⋅ Ms max
2
1,712 = 2942 + ⋅ 1889 4
2
M red = 3356[ Nm] gdzie: α=kg / ks – współczynnik redukcyjny naprę eń stycznych; kg – naprę enia dopuszczalne na zginanie dla stali St3S; ks – naprę enia dopuszczalne na skręcanie dla stali St3S;
Mred =3356 [Nm]
α =1,71
9.9
DB =256 [mm] dL =12 [mm] h=4,5[mm]
Średnica wewnętrzna, zewnętrzna i rdzenia bębna:
DBr =244[mm] DBz =253[mm]
DBr – średnica rdzenia bębna: DBr =DB – dL = 244[mm]. DBz – średnica zewnętrzna bębana: DBz =DBr + 2h = 253[mm].
D Bw ≤ D Br −
4
4
M red ⋅ 32 ⋅ D Br = π ⋅ kg
4
244 4 −
3356 ⋅ 32 ⋅ 244 3,14 ⋅ 120
D Bw ≤ 243,9988[ mm ] Przyjęto na bębęn rurę 273,0x25x822 wg PN-80/H-74219, dla której: Dw = DBw = 223 [mm] oraz Dz =273 [mm] do przetoczenia na DBz=253[mm].
273,0x12,5x1300 DBw =223[mm]
10. Obliczenia wymiarów czopów:
10.1 Obcia enie czopa:
UWAGA: Oba czopy są obcią one i utwierdzone tak samo, więc wymiary średnicowe są równie takie same, oraz takie same ło yska zostaną dobrane.
Czop jest obcia ony najbardziej wg następującego schematu:
Q =29,5 [kN] k=2 g=9,81[m/s2] mB=72[kg]
gdzie: P – siła działająca na czop: P =
(m B + m L ) ⋅ g
2 ⋅ 1000 mB – masa bębna: oszacowano mB =72[kg]; mL – masa liny: oszacowano mL = 20[kg]
+
Q = 15,2[kN ] k
P=15,2[kN]
4
10.2
P=15,2[kN] l’=80[mm] kg =110[MPa]
Mniejsza średnica czopa:
Dc1 ≥ 3 P ⋅ 10 3 ⋅ l ' 15,2 ⋅ 10 3 ⋅ 80 =3 3,14 ⋅ 110 π ⋅ kg
Dc1 ≥ 15,2[mm] Ze względów konstrukcyjnych przyjeto średnicę osi pod ło yskiem Dc1 =50[mm].
Dc1 =50[mm]
10.2
Większa średnica czopa:
Dc2 =60[mm]
Ze względów konstrukcyjnych dobrano większą średnicę czopa Dc2 = 60[mm].
11. Obliczenia ło ysk:
11.1 Wstępny dobór ło yska:
Na średnicę czaopa Dc1 =50 [mm] przyjeto ło ysko kulkowe wahliwe 2310 , dla którego : • współczynnik e=0,43; • noścność dynamiczna C=65 [kN]; • nośność spoczynkowa C0 = 23,5 [kN].
2310 e=0,43 C=65 [kN] C0 =23,5 [kN]
11.2
Siły obcia ająca ło ysko:
P=15,2[kN] V=1 Fx =0 X=1 Y=1,5
Poniewa od liny na bębnie pochodzą tylko obcia enia promieniowe, przeto siła wzdłu na Fx = 0, a więc i stosunek siły wzdłu nej do poprzecznej Fx / Fr = Fx / P = 0 < e=0,43, stąd wartości współczynnika obcia enia poprzecznego X=1 oraz współczynnika obcia enia wzdłu nego Y=1,4. Obcia enia zastępcze działające w węźle ło yskowym obliczamy ze wzoru: F = X ⋅ V ⋅ P + Y ⋅ Fx = 1 ⋅ 1 ⋅ 15,2 + 1,5 ⋅ 0 = P = 15,2[kN ] gdzie: V=1 – współczynnik dla przypadku obracającego się wału.
F=15,2[kN]
11.3 Sprawdzenie przydatności dobranych ło ysk: 11.3.1 Ze względu na nośność dynamiczną:
C obl = F ⋅ p Lh ⋅ n B ⋅ 60 10 6
P=15,2[kN] p=3 Lh =20000[h] nB =17,9 [obr/min] C=54 [kN]
C obl = 15,2 ⋅ 3 C obl
20000 ⋅ 17,9 ⋅ 60 10 6 = 42,3[kN ] < C = 65[kN ]
gdzie: p=3 – współczynnik dla przypadku ło yska kulkowego; Lh – trwałość godzinowa ło ysk;
5
11.3.1
F=15,2[kN] C0 =23,5 [kN]
Ze względu na nośność spoczynkową: F = 15,2[kN ] < C 0 = 23,5[kN ]
Oba warunki nośności zostały spełnione, stąd wniosek, e ło yska 2310 dobrano prawidłowo.
12. Obliczenia sprzęgieł:
12.1 Dobór sprzegła między silnikiem a reduktorem:
Moment obrotowy na osi silnika: N 3,54 M sil = 9550 ⋅ = 9550 ⋅ = 23,3[ Nm] nS 1450 Z katalogu firmy KTR dobrano sprzegłoz bębnem hamulcowym: ROTEX-38 BTAN 160St 92 1a St-ø38 1Nd St-ø30 z łącznikiem 92 Shore A o nominalnym momencie obrotowym 190[Nm].
N= 3,54 [kW] nS =1450 [obr/min]
Msil =23,3[Nm]
12.2
N= 3,54 [kW] nB =17,9 [obr/min]
Dobór sprzegła między reduktorem a bębnem:
Moment obrotowy na osi bębna: N 3,54 M B = 9550 ⋅ = 9550 ⋅ = 1889[ Nm] nB 17,9 Z katalogu firmy KTR dobrano sprzegło: ROTEX-90 St 98 1b-ø90 1b-ø50 z łącznikiem 98 Shore A o nominalnym monencie obtrotowym 3600[Nm].
MB =1889 [Nm]
13. Obliczenia wpustu na czopie bębna:
MB =1889[Nm] h=9 Dc1 = 50[mm] pdop = 160[MPa]
Dla średnicy Dc1 = 50[mm] dobrano wpust pryzmatyczny A 14x9. Długość wpustu z warunku na naciski powierzchniowe: 4 ⋅ M B ⋅ 10 3 4 ⋅1889 ⋅10 3 l≥ = h ⋅ p dop ⋅ Dc1 9 ⋅160 ⋅ 50
l ≥ 104,9[mm] Przyjęto wpust pryzmatyczny A 14x9x125 wg PN-70/M-85005.
l ≥ 104,9[mm] A 14x9x125
6
14. Obliczenia spoin:
13.1 Spoiny przy czopach:
a1 =5[mm]
Przyjęto spoinę pachwinową o grubości a1 = 5[mm] na pełnym obwodzie czopa. UWAGA: spoinę na cąłym obwodzie rozwinięto do prostoliniowej. Sprawdzenie warunku na scinanie: T ⇒ ≤ 0,65 ⋅ k r τ sp ≤ k t ' A1 2 ⋅ M B ⋅ 10 3 Dc 2 ≤ 0,65 ⋅ k r a1 ⋅ π ⋅ Dc 2 2 ⋅ M B ⋅ 10 3 a1 ⋅ π ⋅ Dc 2
a1 =5[mm] MB =1889[Nm] kr =110 [MPa] Dc2 =60[mm]
2
≤ 0,65 ⋅ k r
2 ⋅ 1889 ⋅ 10 3 = 66,8[ MPa] ≤ 71,5[ MPa] 4 ⋅ 3,14 ⋅ 60 2 gdzie: T – siła styczna do przekroju wzdłu nego spoiny; A – pole przekroju rozwiniętej spoiny; kt’ – naprę enia dopuszczalne spoiny na ścinanie. Warunek na ścinanie został spełniony – spoinę dobrano prtawidłowo.
13.2
Spoina przy średnicy wewnętrznej bębna:
a2 =3[mm]
Przyjęto spoinę pachwinową o grubości a2 = 3[mm] na pełnym obwodzie wewnętrznej średnicy bębna. Sprawdzenie warunku na scinanie:
a2 =3[mm] MB =1889[Nm] kr =110 [MPa] DBw =223[mm]
2 ⋅ M B ⋅ 10 3 a 2 ⋅ π ⋅ DBw
2
≤ 0,65 ⋅ k r
2 ⋅ 1889 ⋅ 10 3 = 8,06[ MPa] ≤ 71,5[ MPa] 3 ⋅ 3,14 ⋅ 223 2 Warunek na ścinanie został spełniony – spoinę dobrano prtawidłowo.
15. Dobór hamulca:
Msil =23,3[Nm] Mh =78,5[Nm] MSPmax =380 [Nm]
Ze względu na średnicę bębna hamulcowego przy sprzęgle między silnikiem a reduktorem dobrano hamulec szczękowy 160 B 002AHm spełniający warunek M sil ≤ M h ≤ M SP max , gdzie: Msil – moment obrotowy na bębnie hamulcowym; Mh – moment hamowania; MSPmax – maksymalny moment przenoszony przez sprzęgło.
160 B 002AHm
7
16. Dobór zblocza:
Dobrano zblocze jednokrą kowe na lo ysku ślizgowym Nr 4-A-026 DEa wg NM-65/33125.
Nr 4-A-026 DEa
17. Dobór haka:
Dobrano hak jednoro ny nr 4 52/160 wg PN-67/M-84551.
4 52/160
18. Napęd wózka wciągarki:
18.1 Dobór koła jezdnych napędzanych:
200-A 001 DNK
Dobrano jedno koło napędzane 200-A 001 DNK.
18.2
Dobór kół jezdnych nienapędzanych:
200-A 001 DNI
Dobrano trzy koła napędzane 200-A 001 DNI.
18.3
Minimalny moment napędzający wózek wciągarki:
RYS. Schematyczne przedstawienie koła jezdnego i jego obcia enie.
gdzie: MN – minimalny moment potrzebny do wprawienia wózka w ruch; rk – promień koła jezdnego; T – siła tarcia; f – współczynnik tarcia tocznego (stal-stalowa szyna); PN – siłą, która działając na ramieniu r zastępuje MN: M N = PN ⋅ rk Q – cię ar wózka suwnicy z obcia eniem m ⋅g (podzielony perzez ilość kół jezdnych): Q = w t N – nacisk, reakcja na siłę Q; mw – masa wózka suwnicy wraz z obcią eniem roboczym; t – ilość kółek jezdnych.
rk =100[mm] f=0,5[mm]
mw =3780[kg] t=4
8
Warunki ruwnowagi (stan tu przed początkiem toczenia się kół): N =Q ∑ y = N −Q = 0 ⇒
∑ x = P −T = 0 ⇒ ∑ M = P ⋅ 2r − N ⋅ f = 0
N C N k
PN = T
N⋅f 2
PN ⋅ 2rk = N ⋅ f Ostatecznie:
mw =3800[kg] g=9,81[m/s2] f=0,5*10-3 [m] t=4
⇒
PN ⋅ rk =
MN =
m w ⋅ g ⋅ f 3800 ⋅ 9,81 ⋅ 0,5 ⋅ 10 −3 = = 2,33[ Nm] 2⋅t 2⋅4
MN =2,33[Nm]
18.4
Prędkość jazdy wózka wciągarki:
Przyjęto prędkość VW=25±1 [m/min]
18.5
VW =25[m/min] rk =100[mm]
Prędkość obrotowa kółek jednych:
VW ⋅ 10 3 25 ⋅ 10 3 obr = = 39,8 nN = π ⋅ 2 ⋅ rk 3,14 ⋅ 2 ⋅ 100 min
VW =25[m/min]
nN =39,8 [obr/min]
18.6
MN =2,33[Nm] nN =39,8 [obr/min]
Zapotrzebowanie mocy na ruch wózka:
NN = M N ⋅ n N 2,33 ⋅ 39,8 = = 0,0097[kW ] 9550 9550
NN =0,0097[kW]
18.7
Dobór silnika napędu wózka wciągarki:
Sg 90 S-4
Dobrano silnik Sg 90 S-4 o mocy NsN =0,37[kW] i prędkości obrotowej nsN =680[obr/min].
18.8
nN =39,8 [obr/min] nsN =680 [obr/min]
Przeło enie reduktora napędu wózka wciagarki:
iN =
18.9
n sN 680 = = 17,1 nN 39,8
Dobór reduktora napędu wózka wciagarki:
iRN =16,5
Dobrano reduktor 1K–75–16,5–2–Sg 90 S–4
18.9
Rzeczywista prędkość jazdy wózka wciagarki:
nsN 680 ⋅ π ⋅ 2 ⋅ rk = ⋅ 3,14 ⋅ 2 ⋅ 100 = 25881[mm / min] iRN 16,5
VWr=26[m/min]
VWr =
VWr = 26[m / min]
9
18.10
Dobór sprzęgła między silnikiem a reduktorem napędu wózka wciągarki:
Dobrano ROTEX-38 BTAN 160St 92 1 St-ø24 1Nd St-ø18
18.11
Dobór sprzęgieł między reduktorem a kołami jezdnymi:
Dobrano dwa sprzęgła z aluminiowym wałem pośrednim: Dobrano ROTEX-28 St 92 1b-ø25 1b-ø40
18.11
Dobór hamulca ruchu wózka wciagarki:
Msil =23,3[Nm] Mh =61,8[Nm] MSPmax =380 [Nm]
Ze względu na średnicę bębna hamulcowego przy sprzęgle między silnikiem a reduktorem dobrano hamulec szczękowy 160 A 002AHm spełniający warunek M sil ≤ M h ≤ M SP max , gdzie: Msil – moment obrotowy na bębnie hamulcowym; Mh – moment hamowania; MSPmax – maksymalny moment przenoszony przez sprzęgło.
160 A 002AHm
10
