Указание мер безопасности
К управлению автоматом-садчиком могут быть допущены операторы, изучившие его устройство, правила эксплуатации и прошедшие инструктаж по технике безопасности.
Включение автомата-садчика без подачи звукового сигнала (сирены) не допускается.
Категорически запрещается:
1. Начинать или продолжать работу в случае обнаружения какой-либо поломки или неисправности.
2. Чистить, смазывать или производить какие-либо регулировки механизмов во время работы автомата-садчика.
3. Снимать ограждения во время работы автомата-садчика.
4. Производить какие-либо работы по ремонту и наладке электроаппаратуры лицам, не имеющим допуска на эту работу.
Регулировку, ремонт, а также техническое обслуживание производить разрешается только после снятия напряжения и разрыва цепей управления в двух местах с обязательным вывешиванием таблички «Не включать, работают люди!».
6. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ УЗЛОВ
Расчет переносчика слоя
Исходные данные:
Грузоподъемность Q = 0.25 т
Длина пролета L = 5 м
Скорость подъема груза υгр = 0.15 м/с
Скорость передвижения тележки υт = 0.3 м/с
Выбор двигателя механизма подъема груза
Статическая мощность на валу двигателя при подъеме груза с заданной скоростью, Pст (кВт)
Pст.г = (Gгр + Gг.у.)* υгр / 1000*η,
где Gгр – номинальный вес груза, Н;
Gг.у. – вес грузозахватного устройства, Н;
υгр – скорость подъема груза, м/с;
η – общий КПД механизма,
Pст. г = (2000 + 3000)* 0.15 / 1000*0.9 = 0.833 кВт
Принимаем двигатель Pг.ном = 2.2 кВт
Выбор двигателя механизма перемещения тележки
Статическая мощность на валу двигателя при передвижении груза номинальной массы с заданной скоростью, Pст.1 (кВт)
Pст.т = Wтр* υт / 1000*η,
где Wтр – сопротивление передвижению от сил трения, Н
Wтр = (Gгр + Gт ) * (ƒ * d + 2 * μ / D к) * k р,
где Gт – собственный вес тележки, Н; Gт = 5000 Н
ƒ – коэффициент трения в подшипниках; ƒ = 0.015
d – диаметр вала колеса, м; d = 0.045
μ – коэффициент трения качения, μ = 0.03
Dк – диаметр ходового колеса, м; Dк = 0.17
kр – коэффициент, учитывающий сопротивление трения реборд ходовых колес и торцов ступиц колеса; k р = 2.5
Wтр = (2000 + 5000) * (0.015 * 0.045 + 2 * 0.03 / 0.17) * 2.5 = 6246 Н
Pст.т = 6246 * 0.3 /1000 *0.9 = 2.08 кВт
Принимаем двигатель МТ 012 – 6;
Рт.ном = 2.2 кВт; nдв = 890 об/мин
Число оборотов ходовых колес, nх.к.
nх.к. = υт / π * Dк
nх.к. = 0.3 / 3.14 * 0.17 = 56 об/мин
Передаточное число редуктора
ί 0 = nдв / nх.к. = 890 / 56 = 15.9
Выбираем редуктор типа ВК. Наиболее подходящим для установки на тележке является редуктор ВК-350 с передаточным числом 14.67
Тогда фактическое число оборотов ходовых колес
nх.к. = nдв / ί 0 = 890 /14.67 = 60 об/мин
Фактическая скорость передвижения тележки
υт = π * Dк * nх.к. = 3.14 * 0.17 * 60 = 32 м/мин = 0.5 м/с
Требуемая при этом мощность двигателя
Pт.треб = 6246 * 0.5 / 1000 * 0.9 = 2.4 кВт,
Что соответствует мощности выбранного двигателя.
Предварительный расчёт вала на прочность
Необходимое условие σ≤[σ]
σ-расчётное напряжение вала
[σ]-допускаемое напряжение стали
[σ]= σ-1/Кз,
где
σ-1-предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
σ-1=0,43* σВ,
где
Для примера, когда σВ=690 Н/мм2
σ-1=0,43*690=297 Н/мм2
Кз-коэффициент запаса прочности
Для примера, когда Кз=4
[σ]= 297/4=74 Н/мм2
σ=√(Мизг.2+0,75*Ткр.2)/W,
где
Ткр-крутящий момент на валу, Н*мм;
W-осевой момент сопротивления
W=0,1*d3=0,1*453=1064800 мм3
Мизг.-максимальный изгибающий момент
Для примера, когда Мизг.=27,67*106 Н*мм; Ткр=10,6*106 Н*мм
σ=√((27,67*106)2+(0,75*14,4*106)2)/1064800=28,5 Н/мм2
[σ]> σ
вывод: прочность обеспечена.
Уточнённый расчёт вала на прочность
Необходимое условие n≥[n]
n-коэффициент запаса прочности;
[n]-допускаемый коэффициент запаса прочности
Для примера, когда [n]=2,5
n=nσ*nτ/√( nσ2+nτ2),
где
nσ-коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
nτ- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
nσ= σ-1/((kσ* σv/εσ*β)+ψσ*σт),
где
kσ-эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;
εσ-масштабный фактор для нармальных напряжений;
β-коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности;
σv-амплитуда цикла нормальных напряжений
Для примера, когда kσ=1,75; εσ=0,61; β=0,9
σv=Мизг./0,1*d3,
где
d-диаметр вала, мм;
Для примера, когда d=45 мм
σv=27,67*106/0,1*453=25,99 Н/мм2
σт –среднее напряжение цикла нормальных напряжений;
Для примера, когда σт=0
nσ= 297/((1,75* 25,99/0,61*0,9)+0)=4,43
nτ= τ-1/((kτ* τv/ετ*β)+ψτ*τт),
где
τ-1-предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
τ-1=0,58* σ-1=297*0,58=172 Н/мм2
ετ-масштабный фактор для касательных напряжений;
kτ-эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;
β-коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности;
Для примера, когда ψτ=0,1; ετ=0,52; kτ=1,6; β=0,9
τv= τт=0,5*Мк/Wр=14,4*106*0,5/0,2*2203=3,38 Н/мм2
nτ= 172/((1,6*3,38/0,52*0,9)+0,1*3,38)=14,5
n= nσ*nτ/√( nσ2+nτ2)=4,43*14,5/√(4,432+14,52)=4,24
n≥[n]
вывод: прочность обеспечена.
Расчёт и подбор подшипников
Выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник по ГОСТ 8338-75, подшипник № 209
d=45 мм
D=85 мм
B=19 мм
[c]-динамическая грузоподъёмность подшипника, Н;
fп-коэффициент учитывающий скорость вращения
Для примера, когда [c]=778000 Н; fп=0,385
Рэ=X*Fr*Kδ*KT,
где
X-коэффициент радиальной нагрузки;
FR-радиальная сила действующая на подшипник, Н;
Kδ-коэффициент безопасности;
KT-температурный коэффициент
Для примера, когда X=1; FR=32720 Н; Kδ=2; KT=1,05
с= fh* Рэ / fп
Рэ=1*32720*2*1,05=68712 Н
L10h=63000 ч.-номинальная долговечность
fh-коэффициент долговечности fh=4,2 при долговечности 60000 часов
с=4,2*68712/0,385=749585,5 Н
с<[c]
подшипник пригоден.
Расчёт и подбор шпонок и муфт
Выбираем шпонку для диаметра 45 мм
b*h*l=14*9*60 мм
t1=5,2 мм
где
b-ширина шпонки, мм;
h-высота шпонки, мм;
l-длина шпонки, мм;
t1-глубина паза вала, мм;
Асм.-площадь смятия, мм2
Асм.=(0,94*h-t1)*lр ,
где
lр-рабочая длина шпонки, мм
lр=l-b=60-14=46 мм
Асм.=(0,94*22-11,2)*150=1422 мм2
Ft=2*Ткр./d=2*14,4*106/170=169411,8 Н
σсм.=169411,8/1422=119,1 Н/мм2
[σсм] =120 Н/мм2-допускаемое напряжение
σсм<[σсм]
прочность обеспечена.
Выбираем шпонку для диаметра 40 мм
b*h*l=12*9*65 мм
t1= 4,2 мм
lр=l-b=120-32=88 мм
Асм.=(0,94*18-9,2)*88=679,4 мм2
Ft=2*Ткр./d=2*14,4*106/40=25043,5 Н
σсм.= 25043,5/679,4=36,9 Н/мм2
σсм<[σсм]
прочность обеспечена.
Выбираем шпонку для диаметра 60 мм
b*h*l=18*11*90 мм
t1= 5,6 мм
lр=l-b=90-18=72 мм
Асм.=(0,94*11-5,6)*72=815,3 мм2
Ft=2*Ткр./d=2*389,96 *103/60=12998,7 Н
σсм.= 12998,7/815,3=15,9 Н/мм2
σс<[σсм]
прочность обеспечена.
Выбираем шпонку для диаметра 60 мм
b*h*l=18*11*140 мм
t1= 5,6 мм
lр=l-b=140-18=122 мм
Асм.=(0,94*11-5,6)*122=578,3 мм2
Ft=2*Ткр./d=2*382,17*103/60=12739 Н
σсм.= 12739/578,3=22 Н/мм2
σсм<[σсм]
прочность обеспечена.
Подбор муфт
Выбираем муфту на тихоходном валу редуктора
Т=Ткр.*К1*К2*К3,
где
К1,К2,К3-коэффициент запаса
Для примера, когда К1=1,3; К2=1,3; К3=1,3
Т=14,4*1,3*1,3*1,3=31,6 кН*м
Выбираем муфту со змеевидной пружиной (типа Бибби)
Допустимый крутящий момент 33 кН*м
dвала=115 мм
D=438,8 мм
L=155 мм
Подбор тормоза
Определяем тормозной момент
Тт=Кт*Т1;
где
Т1-крутящий момент на первом валу;
ω-угловая скорость на первом валу;
Кт-коэффициент торможения для тяжёлого режима работы
Для примера, когда ω=76,93 рад/сек; Т1=382,17 Н*м; Кт=2
Тт=2*382,17=764,34 Н*м
По тормозному моменту выбираем тормоз колодочный постоянного или переменного тока: ТКТ-250 или ТКП-250
Dш-диаметр шкива; Dш=250 мм
В-ширина шкива; В=80 мм
Тт=800 Н*м
7. ТЕХНИЧЕСКОЕ ОБСЛУЖИВАНИЕ И РЕМОНТ
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10
