Calculul mecanismului de translatie a caruciorului

Calculul mecanismului de translatie a caruciorului

1.Stabilirea datelor initiale.

1.Masa proprie a caruciorului.

Masa caruciorului este m_c=320 kg.

2.Masa sarcinii.

Masa maxima a sarcinii este Q=1500 kg.

3.Viteza de translatie.

Viteza de translatie a caruciorului este v_t=16m/min

4.Ecartamentul

Ecartamentul este E=120 mm

5. Latimea utila de contact.

Latimea utila de contact pentru profil I18 este b_k=20 mm

2. Calculul si alegerea tipului si marimii

rotilor

Determinarea incarcarii maxime pe o roata.

Incarcarea maxima se obtine atunci cind se ridica sarcina maxima.

n-  numarul de roti.

k_nu-coeficient de neuniformitate a incarcarilor.

Q  -sarcina maxima [kg].

m_c -masa caruciorului [kg].

g  -acceleratia gravitationala [m/s²].

2. Determinarea incarcarii minime pe o roata.

Incarcarea minima se obtine atunci cind nu se ridica sarcina in cirlig.

n-  numarul de roti.

k_nu-coeficient de neuniformitate a incarcarilor.

Q  -sarcina maxima [kg].

m_c -masa caruciorului [kg].

g -acceleratia gravitationala [m/s²].

Determinarea incarcarii medii pe o roata.

Incarcarea medie pe roata se determina in conformitate cu STAS R 2737/1-82:

Determinarea incarcarii pe roata.

Incarcarea pe roata se determina in conformitate cu STAS R 2737/1-82:

c₁-coeficient dinamic pentru turatia rotii n=50rot/min

c₂-coeficient functie de grupa de functionare

Determinarea diametrului rotii de rulare.

Diametrul rotii de rulare se determina din conditia:

P_R-incarcarea pe roata [N]

b_k-latimea utila de contact [mm]

p_a-presiunea admisibila [N/mm²]

Din considerente tehnologice privind executia rotii se adopta D=100 mm.

Alegerea rulmentilor de sustinere a rotii.

.3. Determinarea rezistentelor la inaintare

Determinarea rezistentei la rulare.

Rezistenta la rulare este determinata de frecarea de rostogolire dintre roti si cale precum si de frecarea din lagarele rotilor:

w_r-coeficient global de rezistenta la rulare pentru roti cu obada rigida sprijinite pe lagare cu rulmenti cu bile.

m_c-masa caruciorului [kg]

Q -masa sarcinii [kg]

g - acceleratia gravitationala [m/s²]

Determinarea rezistentei pantei.

Se determina cu formula:

m_c-masa caruciorului [kg]

Q -masa sarcinii [kg]

g - acceleratia gravitationala [m/s²]

Rezistenta dinamica.

Este data de fortele de inertie ce apar la demarajul caruciorului de sarcina. Se determina cu formula:

-coeficientul de influenta la periferia rotii a inertiei organelor mecanismului de translatie a caruciorului.

m_c-masa caruciorului [kg]

Q -sarcina maxima [kg]

a - acceleratia maxima prescrisa de R1/87

Rezistenta totala

Rezistenta totala la rulare este data de insumarea celor trei rezistente determinate mai sus.

W=W_r+W_p+W_d=1638+36,4+1202,2=2676,6 N

.4.Determinarea puterii necesare si alegerea motorului

de actionare.

Determinarea puterii necesare.

Puterea necesara se determina cu formula:

W-rezistenta totala la rulare [N]

v -viteza de deplasare [m/min]

η -randamentul transmisiei

Alegerea motorului electric

Tinind cont de puterea necesara se alege din catalogul firmei UMEB motorul tip AIM-AL18F08 4A avind urmatoarele caracteristici tehnice:

Puterea nominala: 0,8 kW

Turatia nominala: 890 rot/min

Tensiunea nominala: 380V

Curentul nominal: 2,4A

Frecventa: 50Hz

Gradul de protectie: IP54

Masa totala: 5,2 kg

Alegerea transmisiei

1.Determinarea turatiei rotii.

unde: v-viteza de translatie a caruciorului [m/min]

D-diametrul rotii [mm]

2.Determinarea raportului de transmisie total.

unde: n_motor-turatia motorului [rot/min]

n_roata-turatia rotii [rot/min]

3.Alegerea raportului de transmisie preliminar dintre roata si reductor.

i₁=3

4.Determinarea raportului de transmisie al reductorului.

5.Alegerea reductorului mecanismului de translatie.

Functie de raportul de transmisie necesar si de puterea motorului de actionare se alege din catalogul firmei Zollern reductorul cu o treapta tip ZH-621-01-L avind urmatoarele caracteristici principale:

Raportul de transmisie: i=6,21

Puterea maxima de intrare: N=1,3 kW

Turatia maxima la intrare: n=2000 rot/min

Masa toatala: M=17,3 kg

6.Determinarea raportului de transmisie final reductor-roata motoare

unde: i - raportul de transmisie total

i_red-raportul de transmisie al reductorului

1.Calculul mecanismului de ridicare a sarcinii

1.1.Stabilirea datelor initiale.

1.Masa maxima a sarcinii.

Masa maxima a sarcinii este Q=1500 kg.

2.Numarul de ramuri ale palanului

Se alege palan cu 2 ramuri.

3.Masa organelor de suspendare a sarcinii

Masa organelor de suspendare a sarcinii q=100 kg.

1.2.Alegerea cirligului.

Cirligul se alege conform STAS 1944-88 in functie de grupa de functionare (M4) si sarcina maxima Q=1500 kg se alege cirlig tip S12.

1.3.Alegerea cablului.

1.Determinarea randamentului palanului

unde - randamentul unei role de cablu

i_p - raportul de transmisie al palnului

2.Determinarea efortului maxim din cablul de ridicare a sarcinii

unde Q-sarcina maxima [kg]

q-masa organelor de suspendare a sarcinii [kg]

g-acceleratia gravitationala [m/s²]

_p-randamentul palanului

i_p -raportul de transmisie al palanului

3.Determinarea diametrului cablului.

unde k:coeficient functie de grupa de functionare si de tipul cablului

S:efortul maxim in cablu [daN]

4.Alegerea cablului.

Se alege cablu SPZ-6x19-1570-9 STAS 1353-80 avind diametrul de 9mm

1.4.Determinarea diametrului tamburului

1.Calculul diametrului minim al tamburului.

unde: h₁-coeficient functie de grupa de functionare si de tipul cablului

h₂-coeficient functie de numarul de indoituri ale cablului

d-diametrul cablului [mm]

2.Alegerea diametrului cablului

Se alege diametrul tamburului conform STAS1756/1-78

D=150 mm

3.Determinarea lungimii tamburului

unde H-inaltimea de ridicare

n_p-numarul de ramuri ale palanului de ridicare

D-diametrul tamburului

d-diametrul cablului

Se adopta lungimea tamburului L_T=120 mm

1.5.Determinarea diametrului rolei de cablu

1.Calculul diametrului minim al tamburului.

unde: h₁-coeficient unctie de grupa de functionare si de tipul cablului

h₂-coeficient functie de numarul de indoituri ale cablului

d-diametrul cablului [mm]

2.Alegerea diametrului cablului

Se alege diametrul rolei conform STAS1756/2-78

D=150 mm

Determinarea puterii necesare si

alegera motorului de actionare

1.Calculul randamentului transmisiei

unde: η_R-randamentul reductorului

η_C-randamentul cuplajului motor-reductor

η_T-randamentul tamburului

2.Calculul puterii necesare.

unde: S_T-efortul maxim in cablul de ridicare [N]

v_r -viteza de ridicare [m/min]

i_p - raportul de transmisie al palnului de cablu

η - randamentul transmisiei

Alegerea motorului electric

Tinind cont de puterea necesara se alege din catalogul firmei UMEB motorul tip AIM-AL18F32 4A avind urmatoarele caracteristici tehnice:

Puterea nominala: 3,2 kW

Turatia nominala: 880 rot/min

Tensiunea nominala: 380V

Curentul nominal: 3,4A

Frecventa: 50Hz

Gradul de protectie: IP54

Masa totala: 8,2 kg

1.7. Alegerea reductorului

1.Determinarea turatiei tamburului.

unde: v_r-viteza de translatie a caruciorului [m/min]

i_p-raportul de transmisie al palanului

D-diametrul tamburului [mm]

2.Determinarea raportului de transmisie a reductorului.

unde: n_motor:turatia motorului de actionare

n_tambur:turatia tamburului

3.Alegerea reductorului.

Tinind cont de raportul de transmisie mare si de necesitatea obtinerii unui gabarit cit mai redus se va utiliza un reductor cu angrenaj melcat si frina incorporata produs de firma Zollern.

In functie de puterea motorului de actionare si de raportul de transmisie se alege reductorul WZH-42-5-SRH avind urmatoarele caracteristici:

Raportul de transmisie: i=42

Puterea maxima de intrare: N=5,1 kW

Turatia maxima la intrare: n=1200 rot/min

Momentul de frinare maxim: M=1950 daNm

Masa toatala: M=16,2 kg

4. Verificarea frinei incorporate a reductorului

unde: Q-sarcina maxima [kg]

q-masa organelor de ridiacare [kg]

g-acceleratia gravitationala [m/s²]

D-diametrul tamburului [mm]

i-raportul de transmisie al reductorului

i_p-raportul de transmisie al palanului

-randamentul transmisiei la coborire

-coeficient de siguranta la frinare

Dupa cum se vede momentul de frinare al frinei incorporate este mai mare decit momentul de frinare necesar.

3.Dimensionarea grinzii portante

3.1.Stabilirea datelor initiale.

1.Sarcina maxima

Q=1500 kg

2.Masa caruciorului de sarcina

m_c=320 kg

3.Cursa caruciorului de sarcina

c=4800 mm

4.Lungimea grinzii

L=5400 mm

3.2.Schema de calcul