Башенный кран с механизмом подъема грузов 2 тонны

птм ЛИСТ 1.dwg

ПТМ-2 .dwg

Механіко-енергетичний факультет
Складальне креслення

птм ЛИСТ 1.cdw

Zapuska.DOC

1.1. Вихідна кінематична схема механізму та вихідні дані
1.1. Викреслюємо схему механізму з поліспастом
1.2. Виписуємо вихідні дані
Вихідні дані для розрахунку
Параметри QтН м м V мхв V[pic] V[pic] ПВ %
Призначення крана – загальне.
Місце установки - приміщення .
Вид струму – 3-х фазний.
Час роботи в роках – 5 років.
2.1. Визначення необхідної потужності двигуна в кВт:
де Q- номінальна маса вантажу;
Вибираємо двигун 4А132S4У3 для якого:
3. Вибір типу та кратності поліспаста
3.1. Вибираємо схему та тип поліспаста з Додатку 2 табл.Д2.
3.2. Викреслюємо схему поліспаста та визначаємо його кратність [pic]:
4. Визначаємо найбільше зусилля в контакті поліспастової системи в Н:
де а- коефіцієнт що враховує тип поліспаста ( а=1- для просих
поліспастів;а=2- для здвоєних);[p[pic]ККД
кількістьнерухом блоків рухаючи від барабана по канату допершого рухомого
блока. Значення [pic]наведені в таблиці 1.
5. Визначення розрахункоаого розривного зусилля в канаті вибір згідно
Держнаглядохоронпраці його діаметра та інших параметрів:
де [pic]мінімально допустимий коефіцієнт використання каната (мінімальний
коефіцієнт запасу міцності каната) вибирається з табл.4.3[6]
Діаметер каната вибирвємо в залежності від границі міцності
дротиків([pic]) таким чином щоб [pic]де[pic]-табличне значення розривного
зусилля каната в цілому
Канат двойної зливки типа ЛК-Р конструкції 8*19(1+6+66)+1 ГОСТ 7670-80*
Маркувальна група 46450Н
Визначеннф розмірів робочих та зрівнювальних блоків та їх профілювання.
Діаметер робочого блока по дну рівчака згідно норм Держнаглядохоронпраці
визначається по формулі:
де [pic]коефіціент вибору діаметра блока мінімальні значення вибирають з
Робочий діаметер блока по дну рівчака:
Радіус рівчака [pic]
Ширина рівчака на поверхні обода [pic]
Зовнішній діаметр блока [pic]
Діметер зрівнуважувального блока по седній лінії каната [pic]
де [pic]коефіцієн вибору діаметра зрівнуважувального блока мінімальні
значення вибирають з табл.4.56.
7. Вибір типу крюкової підвіски та розрахунок її елементів
7.1 Вибір типу крюкової підвіски
Вибираємо крюкову підвіску показану на рис 1.4.
Схема крюкової підвіски
7.2. Вибір та розрахунок однорогового кованого крюка
Крюк в иготовляємо з сталі 20
[pic] розмірами згідно ГОСТ 6627-74.
Розрахункова схема крюка
Номер крюка вибираєм з табл.111.2.4.2 в залежності від
вантажопійомності (Q) та режиму роботи (ТВ%). Основні розміри
[pic]вибирають з табл.75 додатку 67.
Розрахунок крюка заодиться до перевірки на міцність в набазпечних
перерізах 1-1 2-2 3-3.
Переріз 1-1 розрахунок на напруження розтягу (МПа) в різьбі:
де [pic]- внутрышный діаметр різьби мм. Вибирають з таблиць різьб табл.
33;[pic]допустиме напруження на розтяг
Переріз 2-2 розраховують як криволінійний брус.
На внутрішній частині крюка (точка А рис 1.5) виникають напруження
розтягу а на зовнішній (точка В рис 1.5)- напруження стиску. Ці
напруження визначають з формул відповідно:
де S- площа поперечного перерізу крюка (2-2)[pD- діаметер зіву
крюка мм;[p[pic]відстань від центру тажіння
відповідно до внутрішніх та зовнішніш волокон крюка мм;К- коефіцієнт
кривизни для трапецевидного перерізу. Значення S[pic] та К вибираються з
Вертикальний переріз 3-3 розраховують на сумарне напруження:
Найбільше напруження виникає в точці С (на внутрішніх волокнах) і
Допустиме напруження:
де [pic]допустимий запас міцності с.617.
7.3. Розрахунок упорного пішипника.
Для запобігання скручування канатів поліспастної системи при повороті
крюка застосовіється упорний підшипник. Вибір пішшипника здійснюється
базпосередньо по статичній вантажопійомності та діаметру шийки крюка.
Осьове навантаження визначається:
де К=125- динамічний коефіцієнт згідно с.125];[pic]статична
вантажопійомність Н.
Основні розміри вибраного підшипника ([p
Схема упорного підшипника
7.4.Визначення розмірів гайки.
Висота гайки (рис 1.7) знаходиться з умови зминання витків різби
де р- крок різьбимм;[p[pic]допустиме
напруження зминання.
Матеріал гайки сталь 45. Зовнішній діаметр гайки [pic]
Діаметер опорної частини дорівнює зовнішньому діметру підшипника [pic]
7.5. Розрахунок поперечини (траверси).
Поперечину виготовляємо з сталь 45 і ирозраховуємо на згин. Поперечина
нормальної одно та багатоблочної підвіски має вигляд показаний на рис 8
Схема поперечини нормальної підвіски
Для одноблочних розрахункова довжина поперечини приймається:
Діаметер отвору під шийку крюка [pic]
Ширина поперечини [pic]
Згинаючий момент для небезпечного перерізу
Загальна висота поперечини
Діаметр цапфи поперечини приймаеться конструктивно
7.6. Розрахунок осі блоків нормальної підвіски.
Ось блока виготовляємо з сталі 40 з допустимим напруженням
згину[pic]Розрахункова схема показана на рис 7.1
Найбільші значення моментів згину в небезпечних перерізах осей будуть:
З умови міцності на згин визначають діаметр осі:
[pic]1.7.7. Розрахунок сережки.
[pic]Сережки виготовлямо з сталі 20 для яких допустиме напруження
розтягу [pic]Ширину сережки приймають [pic] Товщину сережки визначають з
умови міцності на розтяг в перерізі з'єднання її віссю (рис 7.2)
[pic]З'єднання сережки з цапфою поперечини перевіряють на питомий тиск:
[pic]1.7.8. Розрахунок підшипників блоків
[pic]Як правило сучасні блоки встановлюються на підшипника кочення
(шарикових радіальних). Вибір підшипників які обертаються з частотою n>10
обхв здійснюється по діаметру осі виходячи з динамічної
[pic]Частоту обертання блока в обхв знаходять:
[p[p[pic]див розд. 6.
[pic]Динамічну вантажопідйомність візначають
довговічність підшипника в млн.об.
кільця; [p[pic]температурний коефіцієнт.
[pic]Радіане навантаження на один підшипник вибирабть в залежності від
схеми розміщення блоків. Для вибраної нами схеми:
[pic]де [pic]число підшипників в блоках. Коефіцієнти вибирають відповідно:
с.637; с.391 табл. 16.43;
[pic]де [pic]неохідний час роботи підшипника в годинах приводиться:
[pic]За даними діаметра осі [pic]та динамічній вантажопідйомності
вибираємо номер підшипника і виписуємо його розміри:
8.Розрахунок барабана
Матеріали для виготовлення барабанів: СЧ15 сталь 25Л сталь Ст3.
Приймаємо сталь Ст3.
8.1. Діаметр барабана подну канавки згідно норм
Держнаглядохоронпраці.
де h1 - коефіцієнт вибору діаметра барабана мінімальні значення
вибирають з табл. 4.5.[6].
Діаметр барабана по дну рівчака
8.2. Розміри профелю рівчаків барабана.
Радіус рівчака [p глибина рівчака [p крок нарізки [pic].
8.3. Найменша кількість витків нарізки барабана при одношаровій
де Н - номінальна (задана) висота підйому вантажу; zзап=15 - число
запасних витків для часткового розвантаження кріплення каната на барабані;
zк=35 - кількість витків що потрібна для самого кріплення каната.
8.4. Довжина барабана (повна).
5. Визначення товщини стінки барабана.
Для сталевого [pic].
6. Перевірка стінок барабана на стиск.
де [pic] - допустиме значення напруження стиску для сталевих барабанів.
9. Частота обертання барабана.
де vв - швидкість підйому вантажу мс; D0б - діаметр барабана по
10. Розрахунок кріплення каната до барабана.
Канат до барабана кріплять зовнішніми накладками (планками)
внутрішньою прижимною планкою та за допомогою клина. Обираєм перший спосіб
він найбільш розповсюджений. Накладки виготовляють з одним отвором (рис.
). Матеріал накладок сталь Ст3.
Основні розміри планок для dk=10мм:
aH=40мм bH=40мм hH=12мм cH=1.5мм dH=13мм fH=13мм.
Згідно норм Держнаглядохоронпраці кількість накладок повинна бути не
менше двох. Розміщуємо їх під кутом [pic].
10.1. Визначення натягу каната біля планки (рис. 13).
де Fk - див. Розд. 4; f=01 016 - коефіцієнт тертя між канатом і
барабаном (для стальних барабанів менші значення) (с.67[7]); [pic][pic]-
кут обхвату канатом барабана.; е - основа натуральног логарифма.
10.2. Визначення сили затяжки шпильки (болта).
f1 - коефіціент тертя між канатом і планкою f1=f - для круглих канавок
zH - кількість накладок. Значення К беремо з табл. Д8.
10.3. Перевірка шпильки (болта) на міцність.
Довжину шпильки приймаємо конструктивно. Зовнішній діаметр в залежності
від отвору накладки. dH=13мм тоді приймаємо шпильку М12.
Сумарне напруження при розтягу крученні та згину шпильки
де d1 - внутрішній діаметр різьби шпильки мм; [pic]- коефіцієнт
надійності кріплення с.66[7]; Кз=13 - коефіцієнт що враховує напруження
кручення при затяжці шпильки с.67[7];
[pic]- допустиме напруження розтягу для матеріалу шпильки Мпа.
де [p [pic]- потрібний коефіцієнт
11. Статичний крутний момент на валу барабана.
де [p FK і а - див. розд.4
12.Розрахунок приводу механізму підйому.
Механізми підйому переважно складаються з циліндричних зубчастих
передач у вигляді двохступінчастих редукторів.Для приводів викокистовують
циліндричні двохступінчасті редуктори типу Ц-2або РМ.
Редуктори Ц-2 та РМ вибирають з Додатку XII [7]
;табл.III.4.2III4.5[2]та перевіряють тихохідну ступінь на контактні
Схема механізма підйому
12.1. Необхідне передаточне число приводу.
12.2. Вибір редуктора.
12.3. Передаточне число швидкохідної ступені можна визначити за
12.4. Передаточне число тихохідної стипені
12.5. Номінальний крутний момент на проміжному валу 2
12.6.Номінальний крутний момент на швидкохідному валу 1
12.7. Розрахунок зубчастих передач редуктора.
12.7.1. Розрахунок тихохідної передачі.
12.7.1.1. Вихідні дані для розрахунку тихохідної передачі.
Вихідні дані для розрахунку тихохідної передачі
12.7.1.2. Вибір матеріалу та допустимих напружень.
Матеріали зубчастих коліс
12.7.1.3 Допустиме напруження на контактну витривалість.
SH =135 – коефіцієнт безпеки враховує вид термообробки та характер
навантаження с.75[1]; ZR =1 – коефіцієнт що враховує шорсткість
поверхні вибирають з табл.3.18[1]; ZV – коефіцієнт що враховує колову
швидкість. В попередніх розрахунках ZV=1;
КHL – коефіцієнт довговічності що враховує час служби та режим
навантаження передачі.
тут NHO =3·106 – базове число циклів та m – показник степення кривої
витривалості вибирають з табл.6[5]; NHE – еквівалентне число циклів зміни
напружень за прийнятий час роботи деталі:
де n – частота обертання вала; =04 – відносний час включення механізму
Lh =14460 год – к-ть годин роботи деталі при заданому терміні роботи
вибирають з табл.13 та 14 [5]; φпр – коефіцієнт приведення до
розрахункового числа навантаження с.27[5].
Для показника степені витривалості m=6: φпр =(08КП+02)Кв
де КП =025 і Кв =055 – коефіцієнти використання крана табл.15 [5].
φпр к= φпр ш (08025+02)055 =022.
NHE ш =60378.87230025022 =9037789.2.
NHE к =60737230025022 =1741707.
12.7.1.4. Допустиме напруження на згин.
коефіцієнт безпеки (запасу міцності) табл.11[5] залежить від режиму
роботи характеру навантаження та типу заготовки; YR – коефіцієнт що
враховує шорсткість поверхні зубця в залежності від способу обробки
с.79[1]; YS =1– коефіцієнт що враховує чутливість матеріалу до
концентрації напружень при проектному розрахунку див. с.77[1]; КFC =065
– коефіцієнт що враховує характер прикладеного навантаженнятабл.3.20[1];
КFL – коефіцієнт довговічності що враховує час служби та режим
тут NFO =4·106 – базове число циклів зміни напружень с.77 [1]; m –
показник степення кривої витривалості вибирають з табл.6[5]; NFE –
еквівалентне число циклів зміни напружень за прийнятий час роботи деталі:
φпр к= φпр ш (08025+02)055 =0.22.
NFE ш =60378.87230025022 =9037789.2.
NFE к =60737230025022 =1741707.
Якщо NFE ≥ NFО то беруть КFL =1; YR =1.
12.7.2. Розрахунок швидкохідної передачі.
12.7.2.1. Вихідні дані для розрахунку швидкохідної передачі.
Вихідні дані для розрахунку швидкохідної передачі
12.7.2.2. Вибір матеріалу та допустимих напружень.
12.7.2.3 Допустиме напруження на контактну витривалість.
де n – частота обертання вала; =025 – відносний час включення механізму
Lh =7230 год – к-ть годин роботи деталі при заданому терміні роботи
NHE ш =60914557230025022 =34714845
NHE к =60378.87230025022 =9037789.2.
12.7.2.4. Допустиме напруження на згин.
NFE ш =6014557230025022 =34714845.
NFE к =60378.87230025022 =9037789.2.
12.8.1.3. Розрахунок на втому при згині.
де YF – коефіцієнт форми зуба вибираємо з табл.1.7 по еквівалентному
числу шестерні (zvш) і колеса (zvк):
YFш=44 YFк=361 табл. 1.7 [4];Y=10 – коефіцієнт перекритя зубів
с.13 [4];Y – коефіцієнт нахилу зубів
де KFα=10 – коефіцієнт розподілу навантаження між зубами табл.1.8[4];
KF=12 – коефіцієнт розподілу навантаження по ширені вінця зубчатого
KFv=103 – коефіцієнт динамічного навантаженнятабл.1.10[4];
Для з’єднання вала двигуна та редуктора вибираємо зубчасту муфту з
гальмівним шківом. Момент що пердає даний вал: М1=44.3 Нм.
Вибираємо муфту з такими параметрами:
діаметр гальмівного шківа DT=200мм;
розміри ступиці не більше: d =45мм dк=645мм l=90мм lк=105мм
число з’єднувальних болтів n=6;
зубчасте зачеплення: m=13 кг число зубів z=6;
маховий момент GD2=04 [p
найбільший крутний момент який може передати муфта Мmax=70 Нм.
Габаритні розміри зубчастої муфти з гальмівним шківом
14. Перевірка двигуна на перевантаження в період пуску.
Вибраний двигун перевіряють на перевантаження в період пуску коли
вал двигуна навантажується крім статичного і динамічними моментами від
поступального руху руху вантажу а також обертального руху мас приводу.
Перевантаження електродвигуна оцінюють коефіцієнтом перевантаження:
де Мпуск – пусковий момент на валу двигуна Нм; Мн – номінальний момент на
валу двигуна Нм; []=22 – табличне значення коефіцієнта перевантаження
де Q – див.розд.2.1; Dоб – див. розд.8.1; nдв – див.розд.2.2; in – див.
розд.3.2; UM – див. розд.12;
заг – див. розд.2.1; Ip – динамічний момент інерції роторакгм2; =
12 – коефіцієнт що враховує динамічний момент інерції деталей
приводу (від вала двигуна до вала барабана); [pic] - час пуску механізму
приймаємо [pic]≥ в = 501=05 приймаємо [pic]=1с.
де Рдв і nдв – див. розд.2.2.
15. Роозрахунок гальм.
В механізмах підйому використовують переважно колодкові гальма а
також дискові та стрічкові. Усі гальма крім стрічкових як правило
встановлюють на швидкохідному валу привода.
15.1. Розрахунок колодкового гальма з електромагнітом типу МО.
15.1.1. Визначення гальмівного моменту.
де Q – номінальне навантаження (див. розд.2.1); Do – діаметр барабана по
центру каната (див. розд.8.2); UM – пердаточне число механізму підйому
(див. розд.12); заг – загальний ККД (див. розд.2.1); КГ =175 – коефіцієнт
запасу гальмування табл.34[5].
15.1.2. Діаметр гальмівного шківа.
Згідно рекомендацій с.63[5] в якості матеріалу фрекційних поверхонь
гальмівних колодок вибираємо гальмівну стрічку типу А по ГОСТ 1198-55
матеріал гальмівного диска – стальне литво марки 45Л.
де f =042– коефіцієнт тертя між фрикційною накладкою та гальмівним
[q]= – допустимий питомий тиск між фрикційною накладкою і гальмівним
Приймаємо DГШ=70мм .
15.1.3. Колова сила тертя між гальмівним шківом та колодкою.
15.1.4. Сила тиску колодки на шків.
15.1.5. Необхідна сила на кінці важіля.
де a і b – розміри плечей важіля приймають по аналогії з існуючими
конструкціями або визначаються наближено:
15.1.6. Розрахунок колодок.
Висота колодка Нк(05 08)DГШ що відповідає куту обхвату колодкою
гальмівного шківа α=60 110°. Частіше беруть α=70° тоді Нк07
DГШ=0770=49мм. Приймаємо Нк=50мм.
Ширина колодки :[pic]Приймаємо Вк=7мм.
15.1.7. Визначення необхідного моменту електромагніта.
де =065 13 мм – величина відходу колодок від шківа; вс=09 095 –
ККД важільної системи;
=55 75° - кут що відповідає куту повороту якоря електромагніта.
По табл.ХХV [5] приймаємо електромагніт типу МО-200Б з такими розмірами
момент маси якоря Мяк=36Нм;
15.1.8. Необхідна розрахункова сила основної замикаючої пружини.
де Fд=20 60Н – сила допоміжної пружини. Пружини виготовляють із сталі
Послідовність розрахунку механізму пересування крана.
1. Складається розрахункова схема для визначення найбільшого
навантаження н ходове колесо.
1.2. Визначається маса крана.
Власна маса залежить від конструкції візка або крана і визначається:
Тут Q- номінальна маса вантажу з кг.
3.Визначається найбільше навантаження на ходове колесо.
Для баштового крана найбільше навантаження на опорні колеса
визначається в положенні коли стріла з вантажем розміщена над опорним
Тут К - колія крана прийнята К = Б де Б - база крана; тк і Q-
М- момент мас поворотної частини крана відносно точки що знаходиться
де [p [pic] - маси відповідно платформи стріли і
башти в кг; [pic]- відстані в м відповідно від центрів мас тпл тс т6 до
4. Вибір та розрахунок ходових коліс і котків
4.1. Вибір типу ходових коліс і котків.
Ходові кранові колеса виготовляють з циліндричним конічним і опуклим
ободами з двома та одною ребордами або безребордні.
Холові колеса і котки виготовляють із сталей 45 55Л 65Г та інших.
Розміри ходових коліс діаметр і ширина ходової частини вибираються
залежності від навантаження [pic] режиму роботи ТВ% і швидкості
пересування крана (візка) [pic] і[pic]
4.2. Перевірочний розрахунок робочих поверхонь ходових коліс.
Робочі поверхні ходових коліс перевіряються на контактні напруження
де [pic]=105 – Коефіцієнт який враховує вплив тертя на роботу
опорних коліс; [pic] – коефіцієнт який враховує нерівномірність
розподілення навантаження по ширині рейки; [pic]=10 – коефіцієнт
динамічності: при [p при [p при [pic] де [pic] –
швидкість пересування візк лоо крана.
де N-повне число цмклів колеса за час роботи [pic]коефіціентякий
залежить від відношення часу невстановленого руху до повного часу
пересування.[4].[pic]машинний час роботи колеса в годинах за час його
4.3. Розрахунок валів ходових коліс.
Виконується по відомій із деталей машин методиці на несучу статичну
здатність [9] або [2]. с.138 196.
4.4. Розрахунок підшипників кочення ходових коліс.
Виконується по відомій із деталей машин методиці на динамічну
вантажопідйомність [9] або [2] сі40.
Примітка: Розділи 2.4.3 і 2.4.4 можна виконувати в такому порядку.
Діаметр цапфи вала (осі) під підшипником приймається [pic] – і складається
його ескіз далі по діаметру вала (осі) приймається №7216 підшипника
(конічний роликовий підшипник легкої серії) і вибираються його дані затим
виконуєтеся перевірочні розрахунки.
Радіальне навантаження на підшипник
Осьове навантаження на підшипник яке виникає при перекосах
Додаткова осьова складова опорного тиску на підшипник
Сумарне осьове навантаження на підшипник
5. Визначення сили опору пересування візка або крана.
В загальному випадку сила опору пересування візка складається з сили
опору тертя в ходових частинах від переносу і нахилу шляху від вітрових
В даному випадку силу опору пересування візка (крана) визначають лише
від тертя в ходових частинах коліс нехтуючи іншими. Сила опору
6. Визначення небхідної потужності електродвигуна при уставленому
русі візка або крана:
7. Вибір основних параметрів і розмів електродвигуна.
Орієнтуючись [pic] вибираємо параметри та розміри електродвигуна
8. Вибір кінематичної схеми приводу візка або крана
9. Визначення загального передаточного числа приводу та вибір
де [pic] – частота обертання вала двигуна [pic] – частота обертання
Вибір серійного редуктора здійснюється за такими даними: и3 ТВ%; пд
виходячи з того що потужність на першому валу редуктора рівна або більша
необхідної потужності приводи (Р1 > Рн).
10. Перевірка приходних коліс на зчіплення з рейками при пуску.
Необхідній запас зчіпляння приводних коліс з рейками характеризується
коефіцієнтом запасу зчіплення
де Мзч - момент сил зчіплення ходових коліс з рейками в Нм; Мпр -
момент на приводних колесах при пуску в Нм
Момент сил зчіплення ходових коліс з рейками:
Момент на приводних колесах при пуску:
Для з'єднання валів двигуна і редуктора використовують втулково-
пальцеву або зубчасту муфти з гальмівним шківом.
Для з'єднання вихідного вала редуктора з валом ходових коліс приймають
зубчасту муфту її перевіряють на знос зубців по питомому тиску q в МПа -
де Мр – розрахунковий момент в Нм; Ь - довжина зуба в мм; m-модуль
зачеплення в мм; z – число зубців.
де М - робочий момент де встановлена муфта; [pic]— коефіцієнти які
враховують степінь відповідальності та режим роботи механізму де
12. Визначення величини розрахункового гальмівного моменту та вибір
Величина розрахункового гальмівного моменту а Нм
Згідно величини гальмівного моменту вибирається гальмо та його основні
13. Вибір та розрахунок буферних пристроїв.
Для обмеження ходу візків використовуються упори що встановлюються на
кінцях шляху. Візки забезпечуються буферами – пристроями що пом'якшують
удари при наїзді їх на упори.
Швидкість крана (візка) в момент наїзду на упори може бути значно
знижена роботою гальма при вимкнутому електродвигуні кінцевим вимикачем.
Досить широке застосування отримали пружні буфери котрі і рості за
конструкцією і надійні в роботі
де т - маса крана (візка) з вантажем кг; [pic] – швидкість на
початку; [p а – шлях після удару
або деформація пружини. 1. Послідовність розрахунку механізму повороту
стрілових кранів з опорно-поворотнім кругом.
1. Складається розрахункова схема для маси противаги та навантаження
на опорно-поворотній круг.
Розрахункова схема баштового крана
Маса противаги: [pic]
2. Загальне вертикальне навантаження на опорно-поворотний
3 Найбільший момент відносно осі повороту крана що діє на опорно-
Вибирається з таблиць за графіком
Розрахункова схема опорно-поворотного пристрою
Конструкція опорно-поворотніх кругів
4. Визначається більше навантаження на опорно-поворотний круг
Де [pic] – центральний кут сторони якого проходять через точки
перетину кола [pic] з поздовжніми балками рами крана
Його значення приймається [pic]
5. Навантаження на один ролик
[pic] – кут повороту опорної реакції по вертикалі
6. перевіряються ролики на граничне допустиме навантаження
7. Визначається момент опору повороту в опорно-поворотному крузі
відносно осі обертання.
8. Визначення необхідної потужності
[pic] – момент опору повороту в Нм пк - частота обертання поворотної
частини крана обхв; [pic]– 075 08 - К.К.Д. механізму повороту.
В механізмах повороту основним є динамічне навантаження в період
Тоді необхідна номінальна потужність двигуна
де [pic]=2 3 – коефіцієнт допустимого перевантаження двигуна в період
9. Визначається загальне передаточне число механізму повороту.
Так як загальне передаточне число досить велике то передача
забезпечується як правило черв'ячним або планетарним редуктором та
відкритою зубчастою парою (однією або двома)
Кінематична схема механізму поворот
Підбирається спеціальний черв'ячний редуктор з вертикальним валом
черв'ячного колеса або планетарний.
Коли механізм повороту встановлений на поворотній частині крана
останнє зубчасте колесо привода закріплюється на неповоротній частині тоді
ця остання передача буде планетарною.
передаточне число: [pic]
З другої сторони передаточне число планетарної передачі [pic]
де U – передаточне число остатньої зубчастої пари як не планетарної.
10. Виконується розрахунок відкритої зубчастої пари.
Визначається модуль зачеплення та геометричні розміри
11. Виконується розрахунок фрикційної муфти граничного крутного
Цей розрахунок виконується у механізмах де застосований спеціальний
черв'ячний редуктор.
Фрикційна муфта граничного моменту в механізмах повороту з черв'ячним
редуктором служить для запобігання поломки механізму при зупинці крана
(гальмуванні). За конструкцією вона може бути конусною або дисковою
Схеми фрикційних муфт граничного моменту
11.1. Розрахунок дискового фрикціону.
11.2. Визначається розрахунковий момент Мф на валу фрикціону
Основні розміри дисків приймаються.
Бажано щоб відношення було [pic]
11.3. Визначається середній діаметр поверхні тертя дисків
внутрішній діаметр тертя дисків (ведучого диска).
11.4. Визначається момент що передасться однією парою тертя
де [p [pic] – число ведених дисків.
11.. Визначається сила тертя між дисками
11.6. Визначається осьове зусилля стиску необхідне для забезпечення
11.7. Визначається питомий тиск на поверхні тертя (умова
11.8. Визначається навантаження на одну пружину
[pic] – 6 8 – кількість пружин
12. Вибирається муфта.
Для з’єднання валів двигуна та редуктора використовується втулково-
пальцеву муфту з гальмівним шківом.
13. визначається величина розрахункового гальмівного моменту та
Величина розрахункового гальмівного моменту на швидкісному валу
Згідно величини гальмівного моменту МГ вибирається гальмо та його
Киркач Н.Ф. Баласанян Р. А. Расчёт и проектирование деталей машин.
Х.: Основа 1988 - 134с.
Кузьмин А. В. Марон Ф. Л. Справочник по расчетам механизмов
подъемно-транспортных машин. – Мн.: Выш. шк. 1983. – 350с.
Кузьмин А. В. Чернин И. М.. Козинцев Б. С.. Расчеты деталей машин.
– Мн.: - Выш. шк. 1986. – 400с.
Методические указания по выполнению курсового проекта по курсу
«Детали машин» раздел закрытых зубчатых и червячных передач» УИИВХ;
Сост. Стрелец В. М. Шинкаренко И. Т. – Ровно. 1988. – 41с.
Павлов Н. Г. Примеры расчета кранов. – Л.: Машиностроение 1986. –
Правила будови і безпеки експлуатації вантажопідйомних кранів.
Державний нормативний акт про охорону праці ДНАОП №0-1.03.93 – К.
Расчеты грузоподъемных и транспортных машин Ф. К. Иванченко В. С.
Бондарев Н. П. Колесник В. Я. Барабанов. – К.: Вища шк. 1978. –
Методичні вказівки до виконання курсового проекту з курсу
Вантажопідйомні транспортуючі та транспортні машини”( розділ
Розрахунок механізму підйому”) для студентів спеціальностей
090.214. та 6.090.200.Гончарук О.М. Стрілець В.М. Похильчук
.О. – Рівне: РДТУ 2000. – 36с.
Методичні вказівки до виконання курсового проекту з підйомно-
( розділ Розрахунок механізму підйому”) для студентів механічних
Гончарук О.М. Стрілець В.М. Похильчук .О. – Рівне:
Александров Н.П. Подъемно-транспортные машины - М.:Высш.шк.1985 -

ПТМ Лист 3.dwg

Технічна характеристика:
Вантажопідйомність Q=2т
Висота підйому Н=20м
Швидкість підйому V=19мхв
Швидкість пересування крана Vкр=21мхв
Частота обертання крана n=1.9обхв
Загальний вигляд баштового
Складальне креслення.

ПТМ-2 .frw

ПТМ Лист 3.frw