Z – число болтов (планок);
Выразим число необходимых болтов (планок) Z:
 . (1.23)
 . (1.24)
Принимаем болт с d = 16 мм из стали 35 по ГОСТ 1759.4-87 с  , тогда  .
Условие Z > [Z] = 2 выполняется.
1.2.5.Выбор подшипников барабана. Расчетная схема изображена на
рис. 1.5.
Рисунок 1.5. Схема к расчету подшипников барабана.
В первом расчетном случае канат находится в крайнем левом положении (максимальная нагрузка на подшипник 1), во втором расчетном случае канат находится в крайнем правом положении (максимальная нагрузка на
подшипник 2).
Определяем радиальную реакцию в опоре А (первый случай):
 (1.25)
Определяем радиальную реакцию в опоре Б (второй случай):
 (1.26)
Производим подбор подшипника опоры Б, так как он является более нагруженным.
Условие выбора подшипника по динамической грузоподъемности:
 ,
где  – требуемая динамическая грузоподъемность.
 – паспортная динамическая грузоподъемность.
 , (1.27)
где  – ресурс работы подшипника, млн. об;
 – для шариковых подшипников.
Определяем ресурс работы подшипника:
 (1.28)
где nБ – частота вращения барабана, мин-1;
 ч – время работы подшипников при группе режима
работы А1 [4].
Частота вращения барабана:
 мин–1. (1.29)
Подставляя полученные значения в формулу 1.28, получим:
Тогда требуемая динамическая грузоподъемность:
Учитывая конструктивные особенности редуктора электротали (необходимость размещения во внутреннем диаметре подшипника полумуфты и ведущего вала) выбираем подшипник шариковый радиальный 218 ГОСТ 8338-75
(С=95,6 кН, Со=62 кН)
Условие по динамической грузоподъемности выполняется
 кН  кН;
Проверим подшипник по статической грузоподъемности:
 , (1.30)
 кН;
Условие статической грузоподъемности выполняется
 кН кН.
1.2.6.Выбор двигателя. Максимальная статическая мощность, необходимая для привода механизма подъема:
 кВт. (1.31)
По таблице Б.3 [1] выбираем электродвигатель переменного тока серии 4АС132В3У3 с  NДВ= 11 кВт; nДВ = 940 мин–1, nБ = 29,2 мин–1.
Статический крутящий момент на барабане при подъеме груза:
 Нм, (1.32)
где a = 1 – количество ветвей каната, закрепленных на барабане.
1.2.6.Выбор передачи. Кинематическая схема электротали представлена на рис. 1.6.
1 – мотор-барабан; 2 – зубчатая полумуфта; 3 – соосный зубчатый редуктор; 4 – дисковый грузоупорный тормоз; 5 – канато-блочная система; 6 – электрошкаф; 7 – колодочный тормоз.
Рисунок 1.6. Кинематическая схема электротали.
Требуемое передаточное число редуктора:
 (1.33)
Ориентировочно передаточные числа ступеней определим по следующей зависимости:
Номинальный крутящий момент на промежуточном валу:
 Нм, (1.34)
где  = 0,975 – КПД зубчатой передачи одной ступени.
Номинальный крутящий момент на быстроходном валу:
 Нм.
Проектный расчет зубчатой передачи проведем в программном комплексе КОМПАС-GEARS. Исходными данными к расчету являются: крутящий момент, частота вращения, передаточное число и ресурс передачи (согласно группе режима работы).
Результаты расчетов приведены в приложении (таблица А1 – А4).
Уточним частоты вращения валов привода, мин-1:
Определение диаметров валов:
а) Быстроходный вал:
 (1.35)
Принимаем по двигателю:
а) Промежуточный вал:
Принимаем:
1.2.7.Выбор тормоза. Применим нормально-замкнутый колодочный тормоз (рис. 1.7) с длинноходовым электромагнитом, который является стопорным и регулируется на тормозной момент с требуемым запасом торможения.
Рисунок 1.7. Схема стопорного колодочного тормоза.
Тормозной момент определяется с учётом коэффициента запаса торможения kт:
 (1.36)
где kт – коэффициент запаса торможения для механизма подъёма электротали, kт = 1,25.
 .
Нормальное давление колодок на тормозной шкив
 Н, (1.37)
где f = 0,42 – коэффициент трения вальцованной ленты по чугуну и стали;
D = 0,2 м – диаметр тормозного шкива.
Усилие замыкания:
 Н. (1.38)
Усилие размыкания:
 Н. (1.39)
Вес рычага, соединяющего якорь электромагнита с размыкающим пальцем Р = 4 Н.
Требуемое усилие электромагнита
 Н. (1.40)
|
Скачать 1.17 Mb.
– допускаемое