Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

• ВВЕДЕНИЕ
• 1.ОБЗОР СУЩЕСТВУЮЩЕГО ОБОРУДОВАНИЯ
• 2.КОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ
• 3. ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ
• ЗАКЛЮЧЕНИЕ
• СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

ВВЕДЕНИЕ

Работа промышленного транспорта и снижение транспортных издержек промышленных предприятий зависят не только от степени технической вооруженности, механизации и автоматизации перевозочного процесса, применения новых прогрессивных видов транспорта и новых видов оборудования, но и от правильной организации работы всех видов промышленного транспорта и их воздействия.

Поэтому во всех странах уделяется серьезное внимание вопросам улучшения структуры управления промышленным транспортом, совершенствования технологических процессов работы транспортных цехов.

В связи с этим возникли и применяются новые методы транспортного обслуживания промышленных предприятий, вносятся усовершенствования в структуру управления и технологию работы промышленного транспорта, осуществляются технико-экономические мероприятия, направленные на снижение себестоимости и издержек промышленности.

Важным звеном современного промышленного производства является внутризаводское и внутрицеховое перемещение огромных объемов сырья, полуфабрикатов и готовой продукции. Механизация и автоматизация процессов транспортирования в большинстве отраслей промышленности является одним из условий обеспечения непрерывности основных процессов производства. Поэтому промышленный транспорт, осуществляющий перемещение грузов не только между цехами и внутри цехов, но и между предприятием и пунктами примыкания магистрального транспорта, играет важную роль в работе и развитии нашей промышленности и всего народного хозяйства.

Промышленный транспорт в нашей стране непрерывно развивается, оснащается высокопроизводительными и экономичными транспортными устройствами, новыми типами подвижного состава, машинами и механизмами для механизации погрузочно-разгрузочных работ. Это обеспечивает освоение огромного объема перевозок, растущих на промышленном транспорте более быстрыми темпами, чем перевозки на магистральном транспорте. Однако развитие промышленного транспорта, особенно в области механизации и автоматизации транспортных процессов, отстает от развития как магистрального транспорта, так и основного производства, тогда как наиболее тяжелые и трудоемкие работы на предприятиях сосредоточены именно на промышленном транспорте.

В работе промышленного железнодорожного транспорта большой удельный вес занимают маневровые операции, особенно на погрузочно-выгрузочных путях, технология работы на грузовых фронтах промышленных предприятий часто приводит к простоям локомотива в течение всего времени разгрузки или погрузки поданных вагонов для их перестановки по фронту. Это вызывает непроизводительное использование локомотивов, большой перерасход топлива.

В связи с этим уделяется большое внимание совершенствованию маневровой работы и созданию специальных маневровых устройств. Основными направлениями этой работы являются:

- замена локомотивов различного рода стационарными маневровыми средствами (толкатели, маневровые тележки, электролебедки);

- автоматизация перемещения вагонов на грузовых пунктах.

На коксохимпроизводстве во всей производственной цепочке для производства кокса применяется широкий спектр различных устройств, машин и механизмов. Несмотря на их сложность или простоту необходимо стремиться рационально использовать их, стремиться оптимизировать рабочие процессы избавляя их от лишних операций, придирчиво оценивать работу различных агрегатов, как в техническом ракурсе, так и в экономическом и эстетическом.

1. ОБЗОР СУЩЕСТВУЮЩЕГО ОБОРУДОВАНИЯ

Сравнительный анализ маневрового устройства

1 - Двигатель рабочего хода; 2 - зубчатая муфта; 3 - редуктор 1 ступени; 4 - храповая электромагнитная муфта; 5 - редуктор 2 ступени; 6 - зубчатая муфта; 7 - двигатель ускоренного возврата; 8 - рабочий барабан; 9 - рабочий канат с зафиксированным кольцом для крепления чалочного каната.

Рисунок 1 - Кинематическая схема существующего маневрового устройства

Длина восьми вагонов, находящихся под погрузкой кокса, больше рабочей зоны маневрового устройства, в связи с этим нельзя за один раз протянуть весь состав под загрузочными бункерами. Конструкция существующего маневрового устройства предлагает возврат каната с чалочным устройством в начальное положение для дальнейшего продвижения состава под погрузкой. Производится это следующим образом:

- часть электрической схемы управления переводится кратковременно на реверсивное движение для освобождения чалочного устройства;

- после освобождения чалочного устройства, канат возвращается в начальное положение ускоренным передвижением, так как реверсивный рабочий ход не предусмотрен (при этом часть кинематической схемы отключается при помощи электромагнитной муфты).

Недостатки, выявленные в процессе эксплуатации

В ходе эксплуатации маневрового устройства были выявлены следующие недостатки:

- сложная кинематическая схема;

- сложная электрическая схема;

- отсутствие реверсивного рабочего хода;

- наличие электромагнитной муфты;

- наличие электродвигателя для реверсивного движения;

- при выходе из строя электромагнитной муфты требуется оперативное вмешательство ремонтных служб;

- наличие дополнительного двигателя;

- расход электроэнергии на ускоренный обратный ход;

- отсутствие унифицированных узлов и оборудования.

Задачи и цели модернизации и выбор схемы проектируемого маневрового устройства

Маневровое устройство является частью основной технологической цепи производства.

Задачи модернизации заключается в следующем:

- оптимизация кинематической схемы;

- установка унифицированного оборудования;

- оптимизация операций у эксплуатационного и ремонтного персонала.

Оптимизация кинематической схемы включает в себя следующее:

- сократить число элементов в кинематической схеме для чего убрать двигатель обратного хода и электромагнитную муфту;

- сделать обратный ход устройства рабочим. В этом случае можно будет использовать обе ветви лебедки маневрового устройства;

- оптимизация кинематической схемы повлечет за собой упрощение электрической схемы, так как отпадёт необходимость в двигателе ускоренного реверсивного холостого движения и электромагнитной муфте.

- в проекте по мере возможности применить узлы и механизмы, широко применяемые в цехе на другом оборудовании;

- установить на каждой ветви каната лебедки передвижные клиновые устройства для крепления чалочного каната. Что позволит работнику закреплять чалочный канат на любой ветви лебедки и в любом месте.

1.1 Классификация электрических лебедок

Лебедки электрические используются как один из самых распространенных типов грузоподъемного оборудования в строительстве и производстве. Вместе с тем, их классификация неочевидна и сложилась как общепринятые термины в деловом обычае, что вызывает некоторую путаницу. Чтобы как-то упорядочить их принадлежность и назначение, предлагаю нижеследующий материал, который систематизирует популярные типы лебедок

Лебедки монтажные электрические

Рисунок 2 - Лебедка монтажная

Монтажные лебедки, или как их часто называют лебедки ЛМ, предназначены для подъема и перемещения груза на строительном или промышленном объекте. В отличие, от предыдущих классов это уже вполне промышленное оборудование. Монтажные лебедки используют на горизонтальной поверхности, их масса от 600кг, а потребляемая мощность измеряется в киловаттах (от 7кВт). В отличие от малогабаритных и планетарных, такие лебедки не подвешивают, а устанавливают.

Область применения этого типа лебедок - подъем и опускание груза. Основное отличие от тяговых лебедок в том, что лебедки монтажные предназначены (самостоятельно) для подъема грузов, а тяговые - нет. По сравнению с тяговыми, лебедки ЛМ обладают большей, зачастую вдвое, канатоемкостью. Но скорость подъема у них ниже и даже на небольшой грузоподъемности не превышает 12-ти метров в минуту.

Электрическая монтажная лебедка используется при соблюдении условий: невзрывоопасная окружающая среда, температура среды от -40С до +40С. Климатическое исполнение лебедки ЛМ - "У", т.е. может эксплуатироваться в макроклиматических районах с умеренным климатом, режим работы средний.

Лебедка электрическая маневровая ЛЭМ-8Э предназначена для передвижения железнодорожных вагонов и цистерн на погрузочно-разгрузочных участках прирельсовых складских хозяйств.

Срок службы лебедки 10 лет и более.

При необходимости работы во взрывоопасной среде, лебедка комплектуется электрооборудованием во взрывозащищенном исполнении согласно ГОСТ 12.2.020-76. Климатическое исполнение «У», категория «2» по ГОСТ 15150-69.



1 - Рама лебедки; 2 - барабан в сборе; 3 - барабан вспомогательный; 4 - корпус подшипника; 5 - кулачковая муфта; 6 - шестерня; 7 - кулачковая муфта; 8 - шестерня; 9 - муфта; 10 - пусковая аппаратура; 11 - редуктор Ц2Н-450; 12 - редуктор 1Ц2У-200; 13 - электродвигатель.

Рисунок 3 - Лебедка электрическая маневровая ЛЭМ-8Э

Тяговые лебедки

Рисунок 4 - Лебедка тяговая ТЛ

Лебедки ТЛ (тяговые лебедки) предназначены для применения как тяговый механизм при погрузо-разгрузочных работах. Т.е. для обеспечения тягового усилия, например для комплектации строительных (или производственных) подъемных устройств. В общепринятой классификации, лебедки тяговые не предназначены для самостоятельного подъема груза - они обеспечивают тяговое усилие, например для перемещения ж/д вагонов, цистерн, крановых тележек и т.п. Поэтому при равном с монтажной лебедкой тяговом усилии имеет практически вдвое большую скорость и заметно меньшую канатоемкость.

Номинальная скорость тяговой лебедки достигает 35-ти метров в минуту против максимальных 12-ти метров для лебедки монтажной. Как и в случае с монтажными лебедками, это промышленное оборудование не предназначенное для частой транспортировки. Масса от 450 до 5000кг и высокая потребляемая мощность (от 7-и до 45-ти кВт), поэтому лебедки тяговые требуют профессиональной установки оборудования.

Тяговые лебедки успешно применяются в строительных и других работах в качестве комплектующей для широкого спектра строительных грузоподъемных устройств.

Лебедка маневровая электрическая ТЛ-8Б предназначается для передвижения железнодорожных вагонов или цистерн на погрузочно-разгрузочных пунктах прирельсовых складских хозяйств.

Производится в двух основных климатических исполнениях «Т» и «У», категория "2" по ГОСТу 15150-69, при температурах от +40 до - 40 градусов Цельсия.

Электролебедка ТЛ-8Б рассчитана для работы в следующих условиях: невзрывоопасная окружающая среда, рабочее состояние - крепление на горизонтальной площадке к фундаменту при среднем режиме работы. Срок службы лебедки - 7 лет и более.

При необходимости работы во взрывоопасной среде, лебедка комплектуется электрооборудованием во взрывозащищенном исполнении согласно ГОСТ 12.2.020-76. Климатическое исполнение «У» и «Т», категория «2» по ГОСТ 15150-69.



1 - Рама лебедки; 2 - барабан вспомогательный; 3 - пусковая электроаппаратура; 4 - лента тормозная; 5 - кулачковая муфта; 6 - лента тормозная; 7 - барабан в сборе; 8 - ролик; 9 - муфта; 10 - шестерня; 11 - корпус подшипника; 12 - шестерня; 13 - электродвигатель; 14 - редуктор Ц2У-315 Н; 15 - редуктор Ц2У-160; 16 - подшипник .

Рисунок 5 - Лебедка тяговая ТЛ-8Б

Устройство и принцип работы маневровых лебедок ТЛ-8Б, ЛЭМ-8Э

Лебедки состоят из следующих основных узлов: главного и вспомогательного барабанов, редукторов, электродвигателя и установки пусковой аппаратуры, смонтированных на общей раме сварной конструкции.

В нижних полках продольных швеллеров рамы имеются шесть отверстий для закрепления лебедки при работе. На поперечном швеллере, со стороны главного барабана, установлены ролики, предохраняющие вспомогательный канат от трения по швеллеру при навивке его на барабан. Рабочим органом лебедки является главный барабан, который с одной стороны опирается через радиально-сферический подшипник на выносную опору, а с другой крепится на валу редуктора.

На главный барабан наматывается канат, на свободном конце которого делается петля для закрепления на автосцепке вагона. Закрепление каната на барабане осуществляется с помощью двух закрепительных планок. Петля на конце каната должна быть выполнена с применением коуша с заплеткой конца каната или установкой зажимов. Количество зажимов не менее трех. Скобы зажимов должны устанавливаться на свободный конец каната. Вспомогательный барабан установлен на радиальных шарикоподшипниках, расположенных в литых корпусах.

На вспомогательный барабан наматывается канат, свободный конец которого с помощью зажимов соединяется с канатом главного барабана до петли. Закрепление каната на барабане осуществляется с помощью двух закрепительных планок. Петля на конце каната должна быть выполнена с применением коуша с заплеткой конца каната или установкой зажимов. Количество зажимов не менее трех. Скобы зажимов должны устанавливаться на свободный конец каната. Для предотвращения расслабления и запутывания канатов используются постоянно замкнутые ленточные тормоза.

При вращении вала электродвигателя по часовой стрелке под действием усилия рычага ручного включения привода главного барабана включается кулачковая муфта, которая передает крутящий момент через редуктор на главный барабан. Происходит рабочий цикл подтягивание вагонов. В это время кулачковая муфта расклинена и вспомогательный барабан вращается независимо от привода канатом главного барабана. При вращении вала электродвигателя в обратном направлении главный барабан начинает вращаться в обратную сторону до ослабления натягивания каната главного барабана, после чего происходит отключение кулачковой муфты и замыкание контактов конечного выключателя.

При замыкании контактов конечного выключателя подается напряжение на электромагнит привода вспомогательного барабана. Под действием усилия электромагнита включается кулачковая муфта, которая передает вращение на вспомогательный барабан. Происходит вспомогательный цикл подтягивание каната главного барабана в исходное положение, главный барабан при этом вращается независимо от привода канатом вспомогательного барабана.

При работе рекомендуется устанавливать конечные выключатели для автоматической остановки железнодорожных вагонов. Лебедка должна быть установлена на фундамент и закреплена с помощью анкерных болтов, через 4 отверстия в раме.

Маневровые лебедки

Отдельно выделяют лебедки маневровые. В общем виде их принцип действия сходен лебедкам тяговым, но они имеют свое четкое назначение. Маневровые лебедки используются для перемещения железнодорожных вагонов, цистерн и т.п. при погрузо-разгрузочных работах на прирельсовых складах. Так же могу применяться для аналогичных задач в других областях. Такие лебедки, как правило, имеют двухбарабанную конструкцию и призваны заменить дорогой в аренде тепловоз. Их возможности позволяют перемещать 10-15 железнодорожных вагонов с общей массой груза до 950 тонн.

По сравнению с дорогостоящим в эксплуатации тепловозом, экономичный электродвигатель эффективно минимизирует затраты, оправдывая тем самым, неочевидное на первый взгляд применение лебедки. В целом, с технической точки зрения, это максимально мощные лебедки ТЛ узкой специализации. Но с точки зрения области применения и технической реализации (например, двухбарабанная конструкция) это совершенно отдельный тип лебедок.



Рисунок 6 - Маневровое устройство МУ12-М2А

Устройство маневровое МУ12-М2А предназначено для перемещения железнодорожных вагонов под погрузочным пунктом и иных целей при маневровых работах при температуре от -40° до +40° С в условиях, не требующих специальной защиты от пыли, а также в неагрессивных и невзрывоопасных средах. Устройство маневровое состоит из привода, промежуточного вала, тяговой лебедки с открытой зубчатой передачей, двух подвижных (натяжных) рам с натяжными блоками, установленной на фундаменте общей рамы, на которой смонтированы все сборные единицы. Работа маневрового устройства осуществляется следующим образом: по команде оператора его помощник вручную накидывает на скобу вагона крюковой зацеп, прикрепленный к тяговому канату, который намотан на барабан лебедки и выведен через тяговые и отклоняющие ролики на ось железнодорожного пути. Канат передвигает вагоны в том или ином направлении.

Обзор модернизированного устройства



1 - Электродвигатель (мотор); 2 - Муфта упругая; 3 - Вал быстроходный; 4 - Вал-шестерня быстроходной ступени; 5 - Корпус редуктора; 6 - Подшипниковый узел с глухой крышкой; 7 - Зубчатое колесо быстроходной ступени; 8 - Вал-шестерня тихоходной ступени; 9 - Вал-шестерня промежуточный; 10 - Зубчатое колесо тихоходной ступени; 11 - Барабан приводной маневрового устройства; 12 - Вал приводного барабана; 13 - Опора подшипниковая приводного барабана; 14 - Муфта цепная; 15 - Канат стальной; 16 - Подшипниковый узел с глухой крышкой; 17 - Вал тихоходный

Рисунок 7 - Кинематическая схема маневрового устройства после модернизации

Цель данной модернизации заключается в следующем:

- снижение издержек на транспортировку сырья, полуфабрикатов и готовой продукции на участках погрузки и разгрузки железнодорожного транспорта;

- снижение затрат на электроэнергию за счет оптимизации кинематической схемы, а именно исключить из маневрового устройства электродвигатель обратного хода и электромагнитную муфту;

- увеличение межремонтного периода и сокращение времени на проведение ремонта за счет применения унифицированных узлов и механизмов, применяемых в цехах на другом оборудовании, в связи с чем уменьшается время простоев железнодорожного транспорта

Для того что бы добиться поставленных целей нам необходимо расчетами подтвердить основные характеристики маневрового устройства, его долговечность и целесообразность использования.

Рассчитываемое маневровое устройство предназначено для перемещения железнодорожных вагонов под погрузочным пунктом и иных целей при маневровых работах при температуре от -40° до +40° С в условиях, не требующих специальной защиты от пыли.

2. КОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ

Исходные данные : мощность двигателя Р_дв =3 (кВт), номинальная мощность двигателя Р_ном=30 (кВт), номинальная частота вращения вала электродвигателя n_ном=1500 (об/мин), число оборотов барабана n_б=(48 об/мин); максимальное значение статического момента на валу двигателя М_смах=2493 (Нм).

Определяем КПД привода [2]:

з _пр= з _м²· з _р²· з _п³ , (1)

где з _р - КПД редуктора;

з_м = 0,98 - КПД муфты;

з_п = 0,99 - КПД подшипника;

з_з.п. = 0,98 - КПД зубчатой передачи;

з_п.м. = 0,98 - КПД на перемешивания масла.

КПД редуктора з _р , находится по формуле (2):

, (2)

з _р= 0,98² · 0,99³ · 0,98² · 0,98 = 0,87

з _пр=0,98²·0,87²·0,99³=0,8

Проверка выбранного двигателя на перегрев, по пусковым и перегрузочным способностям

Проверка двигателя на перегрев

Для проверки двигателя по нагреву используется несколько методов: метод средних потерь и методы эквивалентных величин (тока, момента и мощности). Первый из них является наиболее точным, остальные же (методы эквивалентных величин) отличаются большей удобностью применения, но меньшей точностью.

Для двигателей, работающих с постоянным магнитным потоком (двигатели постоянного тока независимого и параллельного возбуждения, асинхронные двигатели, работающие при скольжениях, меньших критического), наиболее часто применяется метод эквивалентного момента, для которого условием правильного выбора двигателя по нагреву является условие [7]

М_э ? М_ном , (3)

где М_э - эквивалентный момент двигателя;

М_ном - номинальный момент двигателя.

Эквивалентный момент двигателя, работающего в кратковременном режиме с переменной нагрузкой определяется следующим образом [7]:

 , (4)

где M_i - электромагнитный момент двигателя на i-ом участке упрощенной нагрузочной диаграммы электропривода, M_i=2870, (Нм);

t _i - временной интервал i-ого участка, t _i=18, с;

t_o.i - продолжительность i-ой паузы, t_o.i =20, c;

t_n.m.i - продолжительность пуска (торможения) на i-ом интервале,

t_n.m.i = 60 (c);

t_y.i - продолжительность установившегося движения на i-ом интервале,

t_y.i = 60 (c);

N - количество интервалов установившегося движения, N=87;

б₀ - коэффициент ухудшения условий охлаждения при пуске, торможении двигателя с самовентиляцией (б₀?0,75 для двигателей постоянного тока; б₀?0,5 для асинхронных двигателей);

в_о - коэффициент, учитывающий ухудшение охлаждения самовентилируемого двигателя при отключении (в_о=0,5 для закрытых двигателей и в_о=0,3 для защищенных).

В нашем случае

(Нм).

Номинальный момент электродвигателя (М_ном, Нм.) определяем по формуле (5):

, (5)

где - номинальная мощность на валу двигателя, кВт;

- номинальная угловая скорость вращения двигателя, рад/с.

 (рад/с) . (6)

Таким образом, условие проверки двигателя на нагрев выполняется:

М_э (1670 Нм) ? М_ном (1910 Нм).

Проверка двигателя по перегрузочной способности

По приближенной нагрузочной диаграмме двигатель также проверяется и по перегрузочной способности в соответствии с условием [7]:

, (7)

где М_смах - максимальное значение статического момента на валу двигателя, Нм;

л_m - допустимый коэффициент перегрузки двигателя по моменту, л_m=2,2.

Максимально допустимый момент асинхронного двигателя необходимо рассчитывать с учетом возможного снижения питающего напряжения на 10% [7]:

, (8)

Для выбранного двигателя получаем:

М_доп=0,9²·2,2·1910=3403 (Нм),

М_смах=2493 (Нм) ,

Условие адекватности выбора двигателя по перегрузочной способности выполняется:

М_смах (2493 Нм)? М_доп (3403 Нм)

Проверка выбранного двигателя по пусковым условиям производится в соответствии со следующим условием [8]:

, (9)

где М_смах - максимальное значение статического момента на валу двигателя при пуске;

л_п - кратность пускового момента двигателя, л_п=1,4 [6];

М_ном - номинальный момент двигателя.

С учетом характеристик выбранного двигателя получаем [8]:

М_ном· л_п=1910·1,4=2674 (Нм) .

То есть двигатель приемлем по критерию пусковой способности:

М_смах(2493 Нм)? М_ном· л_п(2674 Нм).

Делаем вывод о правильном выборе электродвигателя.

Определение передаточного числа

Определяем передаточное число привода барабана [2]:

u =n_ном/n_б (10)

где n_ном - частота вращения электродвигателя, об/мин;

n_б - частота вращения барабана.

u =1500/48=31,5

Передаточное число первой ступени принимаем u₁=5; соответственно второй ступени u₂=u/u₁=31,5/5=6,3

Определение вращающих моментов на валах привода [2]

Частота вращения быстроходного вала определяется по формуле (11):

n₁ = n_дв ; n₁ =1500 (об/мин); (11)

Частота вращения промежуточного вала определяется по формуле (12):

n₂ = n₁/u₁=1500/5=300 (об/мин) ; (12)

Частота вращения тихоходного вала определяется по формуле (13):

n₃ = n₂/u₂=300/6,3=47,6 (об/мин); (13)

Крутящий момент на быстроходном валу определяем по формуле (14):

, (14)

где Р_дв - мощность двигателя, кВт;

- угловая скорость вращения двигателя, рад/с;

(рад/с), (15)

где n_дв - частота вращения двигателя, об/мин;

(Нм),

Крутящий момент на промежуточном валу определяем по формуле (16):

Т₂ = Т₁ · u₁ · з₂ , (16)

где u₁ - передаточное отношение первой ступени, u₁=5 ;

з₂ - КПД промежуточного вала, з₂=0,92 [2]:

Т₂ = 39,2·10³ · 5·0,92 =301,3·10³ (Нм),

Угловая скорость промежуточного вала определяется по формуле [2]:

, (17)

Крутящий момент на тихоходном валу определяем по формуле [3]:

Т₃ = Т₂ · u₂ · з₃ , (18)

где u₂ - передаточное отношение второй ступени;

з₃ - КПД тихоходного вала, з₃=0,91 [3]:

Т₃ = 301,3·10³ · 6,3 · 0,91 = 836,3·10³ (Нм).

Угловая скорость выходного вала определяется по формуле [3]:

. (19)

Таблица 2 Технические характеристики валов

	Быстроходный вал	Промежуточный вал	Тихоходный вал
Частота вращения, об/мин	n1= 1500	n2=300	n3=47,6
Угловая скорость, рад/с	w1= 76,4	w2 =30,5	w3= 10
Крутящий момент, 103 Нм	T1= 39,2	T2= 301,3	T3= 836,3

Расчет зубчатых колес

Выбор материала[1]:

Выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения (, МПа) вычисляем по формуле [1]:

, (20)

где у_{Н lim b} - предел контактной выносливости, МПа;

, МПа [1]: (21)

для колеса: = 2·200 + 70 = 470 (МПа).

для шестерни: = 2·230 + 70 = 530 (МПа).

К_НL - коэффициент долговечности для колес нормализованной и улучшенной стали принимают К_HL = 1 [1]:

[S_H] - коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшенной стали принимают [S_H] = 1,11,2 [1]:

Для шестерни: (МПа).

Для колеса: (МПа).

Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле [1]:

, (22)

= 0.45(481+428)=410 (МПа).

Расчет быстроходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора

Межосевое расстояние определяем (а_w,мм.) определяется по формуле [1]:

, (23)

где К_а - для косозубых колес К_а = 43;

u₁ - передаточное число первой ступени;

Т₂ - крутящий момент второго вала, Нм;

К_Нв - коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца. При проектировании зубчатых закрытых передач редукторного типа принимают значение К_Нв по таблице 3.1 [1]. К_Нв=1,25

[у_H] - предельное допускаемое напряжение;

ш_ba - коэффициент отношения зубчатого венца к межосевому расстоянию, для косозубой передачи ш_ba = 0,25 0,40, [1]:

(мм).

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 [11]

а_w = 160 (мм).

Нормальный модуль [11]:

m_n = (0,010,02)·а_w , (24)

где а_w - межосевое расстояние, мм.

m_n = (0,010,02)·160 = 1,63,2 (мм).

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n = 3.

Предварительно примем угол наклона зубьев в = 10°.

Число зубьев шестерни определяем по формуле [1]:

, (25)

где а_w - межосевое расстояние, мм;

в - угол наклона зуба, °;

u₁ - передаточное отношение первой ступени;

m_n - нормальный модуль, мм;

Число зубьев колеса находим по формуле [1]:

z₂ = z₁ · u₁ = 17·5=85 . (26)

Уточняем значение угла наклона зубьев [1]:

, (27)

где z₁ - число зубьев шестерни;

z₂ - число зубьев колеса;

m_n - нормальный модуль, мм;

а_w - межосевое расстояние, мм.

в = 17°

Диаметры делительные определяются по формулам [1]:

Для шестерни: (мм). (28)

Для колеса: (мм) . (29)

Проверка: (мм). (30)

Диаметры вершин зубьев находим по формулам [1]:

Для шестерни: d_a1 =d₁+2m_n =53,3 + 2·3 = 59,3 (мм). (31)

Для колеса: d_a2 =d₂+2m_n = 266,7 + 2·3 = 272,7 (мм). (32)

Ширина зуба определяем по формуле [1]:

Для колеса: b₂ = ш_ba · a_w = 0,4 · 160 = 64 (мм). (33)

Для шестерни: b₁ = b₂ + 5 = 64 + 5 = 69 (мм). (34)

Коэффициент ширины шестерни по диаметру находим из отношения:

, (35)

где b₁ - ширина зуба для шестерни, мм;

d₁ - делительный диаметр шестерни, мм. [1]:

Окружная скорость колес определяется по формуле [1]:

(м/с), (36)

Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности [9]:

Коэффициент нагрузки определяем по формуле [1]:

, (37)

где при ш_bd = 1,29, твердость НВ< 350 и несимметричном расположении колес коэффициент К_Нв = 1,17 [1, в таблице 3.5]:

при н = 4,1 м/с и 8-й степени точности коэффициент К_Нб=1,07 [1]:

для косозубых колес при скорости менее 5 м/с коэффициент К_Нх = 1 [1]:

= 1,17 · 1,07 · 1 = 1,252

Проверяем контактные напряжения (, МПа) по формуле [1]:

, (38)

где а_w - межосевое расстояние, мм;

Т₂ - крутящий момент второго вала, Нм;

К_Н - коэффициент нагрузки;

u₁ - передаточное отношение первой ступени;

b₂ - ширина колеса, мм.

(МПа).

380,8 (МПа) < [у_н]=410 (МПа)

Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении: [1]

В зацеплении действуют три силы:

Окружная сила (, Н.) определяется по формуле (39):

, (39)

где Т₁ - крутящий момент ведущего вала, Нм;

d₁ - делительный диаметр шестерни, мм.

(Н).

Радиальная сила (,Н.) определяется по формуле (40):

, (40)

где tgб - угол зацепления, °;

cosв - угол наклона зуба, °.

(Н)

Осевая сила (F_a, Н) определяется по формуле (41):

F_a = F_t · tg в, (41)

F_a =2457,8·0,3057 = 751,4 (Н).

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба (, МПа.) выполняется по формуле [1]:

, (42)

где F_t - окружная сила, Н;

Коэффициент нагрузки К_F = K_Fв · K_Fн [1]:

при ш_bd = 1,34, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент К_Fв = 1,36 [1, в таблице 3.7]:

для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 4,1 м/с коэффициент К_Fх = 1,1[1, в таблице 3.8]:

Таким образом, К_F = 1,36·1,1 = 1,496

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_х [1]:

у шестерни , (43)

у колеса . (44)

Коэффициент Y_F1 = 3,85 и Y_F2 = 3,6 [1]:

Определяем коэффициенты Y_в и К_Fб . [1]:

, (45)

. (46)

где е_б = 1,5 - средние значения коэффициента торцевого перекрытия;

n = 8 - степень точности [1]:

Допускаемые напряжение(, МПа) при проверке на изгиб определяют по формуле [1]:

, (47)

где для стали 45 улучшенной предел выносливости при нулевом цикле изгиба = 1,8 НВ :

Для шестерни = 1,8·230 = 414 (МПа)

Для колеса = 1,8·200 = 360 (МПа)

Коэффициент безопасности [1]:

[S_F]' = 1,75 для стали 45 улучшенной; [S_F]” = 1 для поковок и штамповок [1]:

Допускаемые напряжения [1]:

для шестерни (МПа), (48)

для колеса (МПа). (49)

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем отношения [1]:

для шестерни (МПа),

для колеса (МПа).

Проверку на изгиб проводим для колеса [1]:

63,4 МПа?205,7 (МПа) . (50)

Условие прочности выполнено.

Расчет тихоходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора

Межосевое расстояние (, мм.) определяется по формуле [1]:

, (51)

где К_а = 43;

u₃ - передаточное отношение на выходе;

Т₃ - крутящий момент на выходе, Нм;

К_Нв =1,25;

ш_ba = 0,25 0,40.

(мм).

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

а_w = 180 (мм) [11]:

Нормальный модуль вычисляем по формуле [1]:

m_n = (0,010,02)·а_w = (0,010,02)·180 = 1,83,6 (мм). (52)

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n = 3 (мм),

Предварительно примем угол наклона зубьев в=10°,

Число зубьев шестерни определяем по формуле [1]:

, (53)

Число зубьев колеса находим по формуле [1]:

z₄ = z₃ · u₂ = 16,1·6,3=101,4 , (54)

Уточняем значение угла наклона зубьев по формуле [1]:

, (55)

в = 12^o50'

Диаметры делительные находим по формулам [1]:

- для шестерни: (мм). (56)

- для колеса: (мм). (57)

Проверка: (мм). (58)

Диаметры вершин зубьев определяются по формулам [1]:

Для шестерни: d_a3 =d₃+2m_n =49,5 + 2·3 = 55,5 (мм). (59)

Для колеса: d_a4 =d₄+2m_n = 312 + 2·3 = 318 (мм). (60)

Ширину зуба определяем по формуле [1]:

Для колеса: b₄ = ш_ba a_w = 0,4 · 180 = 72 (мм). (61)

Для шестерни: b₃ = b₄ + 5 = 72 + 5 = 77 (мм). (62)

Коэффициент ширины шестерни по диаметру находим по формуле [1]:

(63)

Окружная скорость колес определяется из формулы [1]:

(м/с). (64)

Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с принимаем 8-ю степень точности [9]:

Коэффициент нагрузки находим по формуле [1]:

, (65)

где при ш_bd = 1,5, твердости НВ< 350 и несимметричном расположении колес

коэффициент К_Нв = 1,1 [1]:

при н = 1,5 м/с и 8-й степени точности коэффициент К_Нб=1,06 [1]:

для косозубых колес при скорости 1,5 м/с коэффициент К_Нх = 1 [1]:

= 1,1 · 1,06 · 1 = 1,15

Проверяем контактные напряжения по формуле [1]:

(МПа) (66)

_Н (395,6 МПа) ? [?_Н] (410 МПа)

Условие прочности выполнено

Силы, действующие в зацеплении

В зацеплении действуют три силы [1]:

Окружная

(Н). (67)

Радиальная

(Н). (68)

 Осевая

F_a = F_t · tg_в = 6117,8·0,228=1394,9 (Н). (69)

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки определяется по формуле [1]:

К_F = K_Fв · K_Fн , (70)

где при ш_bd = 0,863, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент К_Fв = 1,2 [1]:

для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 1,5м/с коэффициент К_Fх = 1,1[1]:

Таким образом, К_F = 1,2 · 1,1 = 1,32

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_х [1]:

У шестерни (71)

У колеса (72)

Коэффициент Y_F1 = 3,62 и Y_F2 = 3,6 [1]:

Определяем коэффициенты Y_в и К_Fб [1]:

, (73)

. (74)

где е_б = 1,5 средние значения коэффициента торцевого перекрытия;

n = 8 степень точности.

Допускаемое напряжение (, МПа) при проверке на изгиб определяется по формуле [1]:

, (75)

где для стали 45 улучшенной предел выносливости при нулевом цикле изгиба = 1,8 НВ [1]:

для шестерни = 1,8 · 230 = 414 (МПа).

для колеса = 1,8 · 200 = 360 (МПа).

Коэффициент безопасности определяется по формуле (76):

(76)

где [S_F]' = 1,75 для стали 45 улучшенной; [S_F]” = 1 для поковок и штамповок[1]:

Допускаемые напряжения (, МПа) находим по формуле [1]:

для шестерни (МПа) . (77)

для колеса (МПа). (78)

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем отношения[1]:

для шестерни (МПа) .

для колеса (МПа) .

Проверку на изгиб проводим для колеса [1]:

28,1 МПа ? 205,7 (МПа). (79)

Условие прочности выполнено.

Таблица 3 - Характеристика валов

	Быстроходный вал	Промежуточный вал
Окружная сила, Н	Ft1 =2457,8	Ft2 = 6117,8
Радиальная сила, Н	Fr1= 935,4	Fr2= 2283,8
Осевая сила, Н	Fa1= 751,4	Fa2= 1394,9
Крутящий момент, кН	T1 = 39,2	T2 = 301,3
Сила от несоосности валов	Fm1=0,3·Ft1=737,3	Fm2=0,3•Ft2=1835,3
Плечи валов, мм	l1-1 =100,5 l1-2 =129 l1-3 =56,5	l2-1 =66,5 l2-2 =62,5 l2-3 =56,5

Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал

Реакции опор в плоскости XZ [1]:

(Н). (80)

(Н). (81)



Рисунок 8 - Схема нагружения быстроходного вала

Проверка:

-388,2-2457,8+2108,7+737,3=0

Реакции опор в плоскости YZ [1]:

(Н). (82)

(Н). (83)

Проверка: [1]: (84)

-542,5+935,4-392,9=0

Суммарные реакции:

(Н). (85)

(Н). (86)

Подбираем подшипник по ГОСТу 831-75 [13]

Таблица 4 Краткая характеристика подшипника 7306

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, Н
	Размеры, мм	С	Со
7306	30	72	20,7	52800	39000

Отношение [1]: (87)

Этой величине по таблице 9.18 соответствует e=0,21 [1]:

Отношение X=0,56, Y=2,05 [1]: (88)

Эквивалентная нагрузка (, Н) вычисляется по формуле [1]:

, (89)

где V - коэффициент вращения (вращается внутреннее кольцо подшипника V=1 [1]:

К_б - коэффициент безопасности, по таблице 9.19 К_б = [1]:

К_Т - температурный коэффициент, по таблице 9.20 К_Т =1[1]:

(H).

Расчетная долговечность, млн. об по формуле [2]:

(млн.об.). (90)

Расчетная долговечность по формуле [2]:

(ч.) . (91)

L_h > [L_h] [2]: (92)

[L_h]=10000 ч [2]:

77,7·10³ ч > 10·10³ (ч.)

Условие выполняется

Промежуточный вал

Реакции опор в плоскости XZ [2]:

(Н). (93)

(Н). (94)

Проверка: [2]: (95)

3176-6117,8+484+2457,8=0

Реакции опор в плоскости YZ [2]:

(96)

(98)

Проверка:, (99)

1,6+2283,8-935,4-1350=0

Суммарные реакции [2]:

(Н). (100)

(Н). (101)

Рисунок 9 - Схема нагружения промежуточного вала

Подбираем подшипник по ГОСТу 831-75 [13]:

Таблица 5 Краткая характеристика подшипника 7608

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, Н
	Размеры, мм	С	Со
7608	40	90	35,2	110000	85000

Отношение [2]: (102)

Этой величине по таблице 9.18 соответствует e=0,38[1]:

Отношение X=1, Y=0 [2]: (103)

Эквивалентная нагрузка по формуле [2]:

, (104)

где V - коэффициент вращения V=1 [2]:

К_б - коэффициент безопасности, по таблице 9.19 К_б =1[1]:

К_Т - температурный коэффициент, по таблице 9.20 К_Т =1 [1]:

(H).

Расчетная долговечность ( , млн. об.) по формуле (105):

( млн.об.) (105)

Расчетная долговечность (, ч.) по формуле (106):

(ч.). (106)

L_h > [L_h] [2]:

[L_h]=10000 (ч.) [2]:

178,6·10³ ч > 10·10³ (ч.)

Условие выполняется

Тихоходный вал

Рисунок 10 - Схема нагружения тихоходного вала

Реакции опор в плоскости XZ [2]:

(Н). (107)

(Н). (108)

Проверка: [2]: (109)

-5325,8+6117,8+1043,3-1835,3=0

Реакции опор в плоскости YZ [2]:

(Н). (110)

(Н). (111)

маневровый локомотив стационарный толкатель

Проверка: [2]:

-254,6-2283,8+2538,4=0

Суммарные реакции [2]:

(Н).

(Н).

Подбираем подшипник по ГОСТу 831-75 [13]:

Таблица 6 Краткая характеристика подшипника 7310

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, Н
	Размеры, мм	С	Со
7310	80	170	42,5	255000	190000

Отношение [2]:

Этой величине по таблице 9.18 соответствует e=0,195[1]:

Отношение X=0,56, Y=2,2 [2]:

Эквивалентная нагрузка по формуле [2]:

, (112)

где V - коэффициент вращения (вращается внутреннее кольцо V=1);

К_б - коэффициент безопасности, по таблице 9.19 К_б =1 [1]:

К_Т - температурный коэффициент, по таблице 9.20 К_Т =1 [1]:

(H).

Расчетная долговечность, млн. об по формуле [1]:

млн.об.

Расчетная долговечность, ч по формуле [1]:

(ч.)

L_h > [L_h] [2]:

[L_h]=10000 ч [2]:

9278·10³ ч > 10·10³ (ч.)

Условие выполняется

Расчет муфт

Расчет зубчатой муфты

Проверка на прочность муфты проверяем по формуле [5]:

R₁·R₂ ? (113)

где R₁ - коэффициент ответственности передачи, R₁= 1 ;

R₂ - коэффициент условий работы муфты, R₁= 1,5;

М_ном = 97400 (Нм). (114)

М_max= R₁R₂М_ном=1•1,5•400,27=600,41 (Нм). (115)

1•1,5 ? ;

1,5 ? 1,5

Условие выполняется

Проверка прочности шпоночных соединений

Применяются шпонки призматические со скругленными торцами по

ГОСТ 23360-78 [15]. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Таблица 7 Характеристика шпонок

Диаметр вала d, мм	Ширина шпонки b, мм	Высота шпонки h, мм	Длина шпонки l, мм	Глубина паза t1, мм
25	8	7	30	5
46	12	8	32	5
70	16	8	65	7
85	20	10	70	8

Напряжения смятия и условие прочности по формуле [9]:

, (116)

где допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =80...140МПа [9]:

Быстроходный вал [9]:

При d=25 (мм), , t₁=4 (мм), длине шпонки l=30 (мм).

крутящий момент Т₁=65,5 (Нм).

79,4 МПа ? [у_см] , (117)

Промежуточный вал [9]:

При d=46 (мм), , t₁=5 (мм), длине шпонки l=32 (мм).

крутящий момент Т₂=301,3 (Нм).

110 МПа ? [у_см] , (118)

Тихоходный вал [9]:

При d=85 (мм), b Ч h=20Ч10 (мм), t₁=6 (мм), длине шпонки l=55 (мм).

крутящий момент Т₃=314 (Нм).

116 МПа ? [у_см] , (119)

При d=70 (мм), b Ч h=16Ч8 (мм), t₁=5 (мм), длине шпонки l=65 (мм).

118 МПа ? [у_см] .

Уточненный расчет валов

Быстроходный вал

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при [2]:

Материал вала - сталь 45 улучшенная, МПа По таблице 3.3[2]:

Пределы выносливости:

(МПа). (120)

(МПа). (121)

Сечение А-А

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба [2]:

Рисунок 10 - Вал быстроходный

(122)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям [2]:

(123)

где принимаем ;[2]:

принимаем ;[2]:

Момент сопротивления кручению [2]:

; (124)

при d=25 (мм), b=8 (мм), t₁=4 (мм).

(мм³).

Момент сопротивления изгибу [2]:

(125)

При d=25 (мм), b=8 (мм), t₁=6 (мм).

(мм³).

Изгибающий момент в сечении А-А [2]:

(126)

M_y=0;(Нм).

M_А-А=74·10³ (Нм).

Амплитуда и среднее значение от нулевого цикла [2]:

 ( МПа). (127)

Амплитуда нормальных напряжений, [2]

(МПа). (128)

Составляющая постоянных напряжений [2]:

тогда, подставляя в формулы (122,123), получим

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле [2]:

(129)

Условие прочности выполнено.

Сечение В-В

принимаем [2]

[2]

Момент сопротивления кручению при d=59,3 мм, по формуле (124):

(мм³).

Момент сопротивления изгибу определяется по формуле (125):

(мм³).

Изгибающий момент в сечении B-B [2]:

; (130)

( Нм) (131)

(Нм ) (132)

(Нм).

Амплитуда и среднее значение от нулевого цикла (, МПа), определяется по формуле (127):

Амплитуда нормальных напряжений (, МПа), определяется по формуле (128):

(МПа).

Составляющая постоянных напряжений [2]:

тогда подставляя в формулы (122,123), получим

Результирующий коэффициент запаса прочности определяется по формуле (129):

Условие прочности выполнено.

Промежуточный вал

Материал вала - сталь 45 улучшенная, (МПа) [1]:

Пределы выносливости определяются по формулам (120,121):

(МПа).

(МПа).

Рисунок 11 - Промежуточный вал

Сечение А-А

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом принимаем ; [1]:

Момент сопротивления кручению при d=40 мм определяется по формуле (124):

(мм³).

Момент сопротивления изгибу определяется по формуле (125):

(мм³).

Изгибающий момент в сечении А-А определяется по формуле (126):

(Нм),

(Нм),

(Нм).

Амплитуда и среднее значение от нулевого цикла определяется по формуле (128):

Амплитуда нормальных напряжений определяется по формуле (129):

(МПа)

Составляющая постоянных напряжений - [1]:

тогда, подставляя в формулы (124,125):

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (129)

Условие прочности выполнено.

Сечение В-В

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза

принимаем ; [2]:

Момент сопротивления кручению при d=46 (мм), b=10 (мм), t₁=5 (мм), определяется по формуле (124):

(мм³)

Момент сопротивления изгибу определяется по формуле (125):

(мм³)

Изгибающий момент в сечении B-B по формулам (130,131,132):

(Нм),

(Нм),

(Нм).

Амплитуда и среднее значение от нулевого цикла определяется по формуле (127):

Амплитуда нормальных напряжений по формуле (128):

(МПа)

Составляющая постоянных напряжений - [1]:

тогда, подставляя в формулы (130,131):

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (129)

Условие прочности выполнено.

Тихоходный вал

Материал вала - сталь 45 улучшенная, МПа [1]:

Пределы выносливости по формулам (128,129)

(МПа),

(МПа).

Сечение А-А

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза принимаем ; [1]:

Момент сопротивления кручению при d=55 (мм), b=16 (мм), t₁=6 (мм). определяется по формуле (124):

(мм³):

Рисунок 12 - Тихоходный вал

Момент сопротивления изгибу по формуле (125)

(мм³).

Изгибающий момент в сечении А-А по формулам (130,131)

(Нм).

(Нм).

(Нм).

Амплитуда и среднее значение от нулевого цикла по формуле (127):

Амплитуда нормальных напряжений определяется по формуле (128)

(МПа)

Составляющая постоянных напряжений - [1]:

тогда, подставляя в формулы (124,125):

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (129):

Условие прочности выполнено.

Сечение В-В

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза принимаем ; [1]:

Момент сопротивления кручению при d=42 (мм), b=12 (мм), t₁=5 (мм), определяется по формуле (124)

(мм³).

Момент сопротивления изгибу по формуле (125):

(мм³).

Изгибающий момент в сечении B-B определяется по формулам (130,131,132):

,

(Нм).

,

(Нм).

Амплитуда и среднее значение от нулевого цикла по формуле (127):



Амплитуда нормальных напряжений определяется по формуле (128):

(МПа).

Составляющая постоянных напряжений тогда, подставляя в формулы (122,123):

;

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (129):

Условие прочности выполнено.

Выбор тормоза

Основными тормозными устройствами, применяемыми в грузоподъёмных устройствах и лебёдках, являются колодочные тормоза с приводом от короткоходовых или длинноходовых электромагнитов или гидротолкателей. Применение последних обеспечивает более плавное торможение, что особенно важно в механизмах передвижения и поворота.

Преследуя цель применять унифицированное оборудование в нашем случае проверим на соответствие нашим условиям тормоз ТКТ-200.

Определим наименьший диаметр тормозного шкива [8]:

_т=2ч2.5, (133)

где _т - диаметр тормозного шкива, см ;

M_т - тормозной момент, кг·см;

М_т =М_с?в, (134)

где М_с- момент статический, М_с=9000 (Нм) [1]:

в - запас торможения, применяемый по таблице 34 [8]:

Тормозной момент ( М_т, Нм) определяем по формуле (134):

М_т=9000•2=18000 (Нм).

- допустимое среднее давление на поверхности шкива,

- коэффициент трения

_т=2ч2.5=11 (см)

Выбранный тормоз удовлетворяет нашему условию, так как диаметр выбранного нами тормозного шкива 20 см.

Выбор каната

Канаты и цепи служат для подъёма или перемещения груза. Стальные канаты имеют ряд преимуществ перед цепями. Они работают бесшумно, их разрушение происходит постепенно, обнаружить начавшееся разрушение можно по числу оборвавшихся проволочек на шаг свивки. Последнее обстоятельство позволяет своевременно произвести замену каната. Тяговый механизм каната более компактен, чем механизм с цепями. При равной прочности и одинаковой длине канат весит почти в 8 раз меньше цепи. Также проволочные канаты дешевле цепей.

Определим разрушающее усилие по формуле [1]:

S_раз = k · P (135)

где - разрывающая нагрузка, действующая на ветвь каната, Н;

- коэффициент запаса прочности (выбирается в зависимости от режима работы);

- усилие одной ветви каната, Н.

= F_t+ F_n ,

где F_t - силы тяги, F_t =3000 (кг). [1]:

F_n - силы натяжения каната от натяжной станции, F_n=500 (кг). [1]:

Р=3500 (кг).

S_раз = 6·3500=21000 (кг).

Исходя из этого, по ГОСТ 3067-74 выбираем канат диаметром 21мм.

Выбор типа смазки

Эксплуатационная надёжность и долговечность оборудования современных коксовых цехов, а также затраты на его обслуживание и ремонт во многом зависят от рационального выбора смазочных материалов, способов и режимов смазки, контроля качества смазки в процессе эксплуатации.

Основное назначение смазочных материалов заключается в предотвращения износа и в снижении потерь на трение в сопряжённых подвижных поверхностях. Узлы трения маневрового устройства работают в тяжёлых условиях, вызванных большими перегрузками, переменной температурой, обводнением и попаданием абразивных частиц из окружающей среды. Поэтому к смазочным материалам, эксплуатируемым в коксохимическом производстве, должны предъявляться повышенные требования. Эти требования необходимо дифференцировать в зависимости от способа подачи смазочных материалов к узлам трения (циркуляционные и заливные системы жидкой смазки, централизованные и закладные системы густой смазки и другие).