43744

Розрахунок гальм підйомно-транспортних машин та механізмів

Дипломная

Логистика и транспорт

Вантажопідйомні й транспортуючі машини є невід\'ємною частиною сучасного виробництва, тому що з їх допомогою здійснюється механізація основних технологічних процесів і допоміжних робіт. У поточних й автоматизованих лініях роль підйомно-транспортних машин якісно зросла, і вони стали органічною частиною технологічного встаткування, а вплив їх на техніко-економічні показники підприємства стало досить істотним.

Украинкский

2014-12-28

9.76 MB

6 чел.

ЗМІСТ

ВСТУП

 

1. ТЕХНІКО-ЕКОНОМІЧНЕ ОБГРУНТУВАННЯ ПРОЕКТУ……

2. ВПЛИВ  КУТА ОБХВАТУ НАКЛАДКОЮ ШКІВА НА

ВЕЛИЧИНУ ГАЛЬМІВНОГО МОМЕНТУ……………….

3. РОЗРАХУНОК ДЕТАЛЕЙ ГАЛЬМА ТКГ- ТТ-……………

4. УТОЧНЕННЯ РОЗРАХУНКУ МЕХАНІЗМУ ПІДЙОМУ

5. УТОЧНЕННЯ РОЗРАХУНКУ МЕХАНІЗМУ ПЕРЕСУВАННЯ

6. ЕКОНОМІКА

7. БЖД

СПИСОК літературИ


ВСТУП

Одним із найбільш відповідальних вузлів, які визначають надійність і безпеку експлуатації кранів і їх механізмів, є гальмівні пристрої. Під гальмівним пристроєм розуміється сполучення власне гальма, яке безпосередньо створює штучний опір руху машини, з системою управління і приводом, що приводять гальмо в дію.

Гальмівні пристрої зменшують швидкість крана з заданним уповільненням її на визначеному гальмівному шляху, або утримання вантажу в піднятому стані при визначеному коефіціенті  запасу гальмування.

Значення гальмівних пристроїв зростає в зв’язку з інтенсифікацією виробництва, збільшенням рухомих мас, швидкості пересування та частей гальмування. На протязі короткого періоду часу гальмо повинне перетворити в теплову енергію значну кількість механічної енергії і передати її в навколишнє середовище без зниження працездатності як гальма, так і крана вцілому.

Головним напрямком підвищення надійності і ефективності використання гальм є конструктивне удосконалення механічной частини та приводу існуючих гальм та створення нових матеріалів з підвищеними фрикційними властивостями.

При цьому широко використовуються досягнення трибоніки (наукового напрямку, який вивчає взаємодію поверхонь, що рухаються одна відносно одної і зазнають взаємний вплив) створюються і застосовуються нові методи розрахунку, дослідження і випробування устроїв та фрикційних матеріалів.

Метою дипломного проєкту є уточнити розрахунки колодкових гальм мостового та козлового кранів та установити вплив уточнення на динаміку гальмування.


1. ТЕХНІКО-ЕКОНОМІЧНЕ ОБГРУНТУВАННЯ ПРОЕКТУ

Вантажопідйомні й транспортуючі машини є невід'ємною частиною сучасного виробництва, тому що з їх допомогою здійснюється механізація основних технологічних процесів і допоміжних робіт. У поточних й автоматизованих лініях роль підйомно-транспортних машин якісно зросла, і вони стали органічною частиною технологічного встаткування, а вплив їх на техніко-економічні показники підприємства  стало досить істотним.

В наш час підвищення надійності, ефективності, а значить і раціонального використання ресурсів є пріоритетними напрямками винайдення, розвитку та вдосконалення існуючих механізмів, вузлів та машин в цілому. Широко використовуються наукові досягнення та конструкторські рішення в цих напрямках, удосконалюється конструкційна частина гальм, створюються та використовуються нові фрикційні матеріали з підвищеними характеристиками.

В підйомно-транспортних машинах знаходить застосування велика кількість різноманітних конструкцій колодкових гальм, що складаються з важелів та двох колодок, діаметрально протилежно розташованих відносно гальмівного шківа та відрізняються здебільшого схемою важільної системи.

Існуючі залежності по розрахунку сили притиснення колодок та радіусу сили тертя, залежність величини гальмівного моменту від кута обхвату накладкою гальмівної колодки шківа сприймаються інженерами як істина, але всі вони підлягають уточненню.

Саме із цієї причини я вважаю, що дана дипломна робота є не тільки доцільною, а й необхідною для подальшого розвитку та удосконалення існуючих гальмівних систем і конструювання нових на базі сучасних наукових досягнень, а саме – з використанням запропонованої методики розрахунку.

 


Мета роботи.  Метою дипломного проєкту є уточнити розрахунки колодкових гальм мостового та козлового кранів та установити вплив уточнення на динаміку гальмування.

Відповідно до поставленої мети необхідно розв’язати  наступні завдання:

  •  розрахувати гальма ТКТ, ТКГ.
  •  зкорегувати методику визначення гальмівного моменту;
  •  на базі розрахунку за новим та існуючим методами зробити порівнювальний аналіз отриманих результатів.

Об’єкт дослідженняколодкові гальма підйомно-транспортних машин та механізмів.

Предмет дослідження – уточнення гальмівного моменту, розрахунок гальм підйомно-транспортних машин та механізмів.

Структура й обсяг роботи. Дипломна робота складається зі вступу, семи розділів, висновків, списку використаних джерел та додатків. Обсяг основного тексту -    сторінок, у тому числі  таблиць,   рисунка. Крім того, вступ на   сторінках, висновки на  сторінках, список використаних джерел, який включає   найменування та   додатків на  сторінках.    


2. ВПЛИВ  КУТА ОБХВАТУ НАКЛАДКОЮ ШКІВА НА ВЕЛИЧИНУ ГАЛЬМІВНОГО МОМЕНТУ

Ціль досліджень. При розрахунках гальмівних пристроїв вихідним параметром є гальмівний момент. Виходячи із його величини визначається сила притиснення колодок до шківа у гальмах з зовнішнім розташуванням колодок.

Існуючі залежності по визначенню сили притиснення колодок та радіусу сили тертя сприймаються інженерами як істина, але вимагають уточнень.

У підйомно-транспортному машинобудуванні широке застосування знайшли гальма, конструкція важільної системи яких забезпечує можливість використання для замикання електромагнітів як змінного (гальма типу ТКТ із електромагнітами типу МО-Б), так і постійного (гальма типу ТКП із електромагнітами типу МП) струму .

Матеріал досліджень.

Двоколодкові гальма.

До таких гальм відносяться гальма механізмів пересування кранів та їх візків.

Враховуючи відповідальність гальм, при їх виборі спочатку знаходиться розрахунковий гальмівний момент:

де.  - коефіцієнт запасу гальмування, який залежить від класифікаційної групи механізму; - статичний гальмівний момент, який визначається за відомими формулами, наведеними в підручниках для вузів [7] і довідковій літературі [5, 6], і наприклад, для механізму підйому визначається із виразу:


де Q - маса вантажу; D - діаметр барабана; η-ККД механізму підйому;

uпередаточне число механізму.

Гальмівний момент, який створюється двома колодками визначається із виразу:

де N - сила притиснення колодки до шківа; f - коефіцієнт тертя.

Оскільки колодки обхвачують шків по дузі, а формула  відповідає площині, то необхідно поставити під сумнів правомірність її застосування. Очевидно, що у зв'язку цим, необхідно уточнити і величину  у формулі , оскільки від цього залежить величина притиснення колодок і безпека роботи кранів.

Встановити автора та вік формули  практично неможливо, але, як говорилось вище, як інженерами, так і студентами вона сприймалась як істина і ніхто не спробував її оспорювати.

Доведу величину неточності  у формулі . Для цього нагадаємо, що в законі тертя ковзання мається на увазі нормальний тиск. Очевидно, що складова dN на рис. 1 буде нормальною до шківа тільки при поточному куту рівному нулю, тобто співпаданні напрямків сили N та її елементарного значення dN.

Рис 1. Розподіл сил притиснення колодки по дузі обхвату

Нормальну величину сили на куту знайдемо так. Розподілений тиск від сили N на вертикальну складову довжини у проекції дуги обхвату:

де R-радіус гальмівного шківа; β-кут обхвату колодкою шківа.

Оскільки вертикальна складова елементарного сектора має довжину:

то тиск на неї складе:

а нормальна сила:

Інтеграл виразу в межах кута обхвату дає повну величину нормального тиску колодки на шків:

Таким чином, більше точним виразом для формули  буде:

і щоб в існуючих гальмах гальмівний момент відповідав дійсному необхідно збільшити притиснення колодки в  разів.

Це можна здійснити за рахунок заміни зусилля пружини до величини:

де а - відстань між верхнім шарніром і шарніром трьохплечового важеля гідроштовхача; с - відстань між віссю пружини і віссю стійки; η- ККД важільної системи гальма (рис. 2).

Рис. 2. Схема до визначення зусилля пружини колодочного гальма

Величина затяжки пружини у залежності від кута обхвату колодкою шківа для гальма ТКТ-400 (  ) показана на рис.3.


Висновки.

  1.  Формула по визначенню гальмівного моменту гальм з зовнішнім розташуванням колодок, яка наводиться в довідковій і учбовій літературі, отримана з порушенням закону тертя ковзання;
  2.  Величина  гальмівного  моменту  існуючих  колодкових  гальм  з  зовнішнім розташуванням колодок завищена і величина завищення при куту обхвату колодкою шківа рівному 70º складає 6%;
  3.  Розподіл тисків між колодкою і гальмівним шківом при поступальному переміщенні колодки відбувається по закону , а не , як прийнято в існуючій довідковій літературі;


3. РОЗРАХУНОК ДЕТАЛЕЙ ГАЛЬМА ТКГ- ТКТ-

Розрахунок двоколодкового пружинного гальма із клапанним електромагнітом МО (рис.4).

Гальмівний момент визначається по формулі:

 

По довідкових таблицях відповідно до гальмового моменту вибирається гальмо. 

Сила нормального тиску визначається з умови гальмування:

Зусилля на штоку гальма, необхідне для розгальмування:

Зусилля робочої пружини для електромагніта МО-Б визначається з урахуванням моменту від власної ваги якоря:

де Рв — зусилля 20—80 H допоміжної пружини, необхідне для відводу від шківа колодки, закріпленої на холостому (неприводному) важелі.


Рис. 4. Схема до розрахунку двоколодкового пружинного гальма із клапанним   електромагнітом МО.

Жорсткість робочої Жp і допоміжної  Жв пружин визначається по формулах:

де Δр = Δв— осаду пружин у мм;

Момент електромагніта при розгальмовуванні:

При цьому (Мм)таб > =Мм. Кут повороту якоря електромагніта:

де Ки — коефіцієнт зношування й деформації накладок і важільної системи, рівний 1,5—2,0. При цьому повинне бути:

Перевірка колодок і шківа на питомий тиск виконується по формулі:

Перевірка двоколодкового пружинного гальма із клапанним електромагнітом МО-Б на працездатність:

Розрахунок двоколодкового пружинного гальма з електрогідравлічним штовхачем (рис.5). Гальмівний момент визначається по формулі:

 

По  довідкових  таблицях вибирається гальмо.

Рис. 5. Схема до розрахунку двоколодкового гальма пружинного   з   електрогідравлічним штовхачем.

Сила нормального тиску визначається по формулі:

Необхідне зусилля пружини при замкнутому гальмі без врахування маси штока з поршнем визначається послідовно через зусилля у важільній системі з обліком к. п. буд.:

При цьому повинне бути:

Зусилля штовхача при розмиканні гальма:

Хід штока штовхача:

Питомий тиск між колодками й шківом:


4. УТОЧНЕННЯ РОЗРАХУНКУ МЕХАНІЗМУ ПІДЙОМУ

4.1. УТОЧНЕННЯ РОЗРАХУНКУ МЕХАНІЗМУ ПІДЙОМУ КОЗЛОВОГО КРАНА ВАНТАЖОПІД'ЄМНІСТЮ 12,5 ТОНН.

4.1.1 Визначення геометричних та масових характеристик крана

Орієнтовні значення геометричних характеристик козлового крана в залежності від ширини зони обслуговування Lкр(м), необхідної висоти підйому гака Н (м), а також від вибраної конструктивної схеми крана наведено в табл. 1.

Таблиця 1

Орієнтовні значення геометричних характеристик крана

Параметр

Значення, м

кран з консолями

Проліт крана

База крана

Довжина крана

Висота крана

Ширина крана

Ширина моста

Висота моста

Ширина жорсткої опори (вздовж моста)

Ширина шарнірної опори (вздовж моста)

L=15 м

В=6 м

Lкр=30 м

hкр=16 м

bкр=8 м

bм =1 м

hм=1 м

bж=1,3 м

bш = 0,4 м


Орієнтовні значення масових характеристик козлового крана в залежності від вантажопідйомності Q (т), прольоту крана L (м) та необхідної висоти підйому гака Н (м) наведено в табл. 2.

Таблиця 2

Орієнтовні значення масових характеристик крана

Параметр

Значення, т

Загальна маса крана

Маса механізму підйому вантажу      

Маса механізму пересування візка  

Маса вантажного візка, поліспастів та вантажозахватного пристрою   

Маса кабіни

Маса металоконструкції крана

Маса металоконструкції моста

Маса жорсткої опори    

Маса шарнірної опори

mкр= 39 т

mп = 2,5т

mпв = 0,5т

mвв = 2 т

mк= 1 т

mмет=34 т

mм = 23 т

mж= 7 т

mш = 3 т

Примітка: значення мас жорсткої та шарнірної опор крана наведено з урахуванням мас ходових візків і механізму пересування крана, встановлених на цих опорах.


4.1.2. Розрахунок механізму підйому вантажу

Для крана, що проектується необхідно вибрати схему механізму підйому. В механізмах підйому козлових кранів з рухом вантажного візка по верхньому поясу моста застосовують вантажні поліспасти прості або здвоєні (рис.6).

 Рис. 6. Схема механізму підйому

4.1.2.1. Розрахунок канату, діаметрів барабана і блоків

Максимальне зусилля у вітці канату, що набігає на барабан, при підйомі вантажу:

 (кН),

де  – вага вантажу, кН,  

(кН);

– кількість віток канату, які утримують вантаж;

– коефіцієнт корисної дії (ККД) поліспаста;

,

де  – ККД канатного блока з урахуванням жорсткості канату [7,табл.2]

=2 – кратність поліспаста,

де   – кількість відхильних блоків.

Розривне зусилля в канаті:

 (кН),

де zp – мінімально допустимий коефіцієнт використання канату, який регламентується "Правилами" [7, табл. 6].

За отриманим розривним зусиллям за ГОCТом обираю стальний канат подвійної звивки ЛК-РО 6×36 (1+7+7/7+14)+1 о.с., маркірувальна група 1764 МПа, діаметр канату dk=18 мм [7, табл 4].

Діаметр канатного барабана по центру навитого канату

(мм),

де h1 – коефіцієнт вибору діаметру, [7, табл. 7];

Приймаємо Dб=360мм.

Діаметр канатного барабана по дну канавки:

(мм).

Діаметр канатних блоків по центру навитого канату:

(мм),

де h2 – коефіцієнт вибору діаметру, [7, табл. 7];

Приймаємо Dбл =418 мм.

4.1.2.2 Розрахунок потужності і вибір двигуна, вибір редуктора

Розрахункова потужність двигуна  механізму  підйому  вантажу  при підйомі номінального вантажу, кВт:

,

де – ККД механізму підйому [7, табл.2].

З каталогу [7, табл.51,52] вибираю електродвигун з фазним ротором типу  МТF 412-6, з ТВ 25% потужність  кВт, частота обертання об/хв, максимальний момент Мmах =950 Нм, момент інерції ротора кг∙м2.

Номінальний момент на валу двигуна:

(Нм).

Розрахункове передаточне число редуктора:

,

де  – частота обертання барабана.

(об/хв),

де  – швидкість каната при навиванні на барабан.

 (м/хв).

Редуктор механізму підйому вибирають   виходячи з  розрахункового обертального моменту на тихохідному  валу,  частоти  обертання  ротора двигуна, групи режиму роботи  механізму  і  необхідного  передаточного числа.

Обертальний момент на тихохідному валу редуктора:

(Нм),           

де – кількість віток канату, закріплених на барабані;

 – ККД барабана [7, табл.2].

З каталога [7, табл.66 - 71] вибираю редуктор Ц2-500 з передаточним числом , сумарною міжосьовою відстанню мм, частотою обертання швидкохідного вала  об/хв, схема збирання - 2.

Фактична швидкість підйому вантажу:

(м/с).

Фактична частота обертання барабана:

(об/хв).

4.1.2.3 Муфта між двигуном і редуктором

Обираю муфту зубчату з гальмівним шківом з найбільшим обертальним моментом Нм, діаметром гальмівного шківа мм, момент інерції муфти кг∙м2  [7, табл.63].

Розрахунковий момент для муфти може бути визначений за виразом:

(Нм),

де  і  – коефіцієнти, які враховують, відповідно, ступінь відповідальності та умов роботи муфти [7, табл.53];

  – статичний момент на валу двигуна при підйомі номінального вантажу,

(Нм).

4.1.2.4 Перевірка двигуна на тривалість пуску

Середня тривалість пуску при підйому номінального вантажу:

(c),

де  – момент інерції рухомих  мас  механізму, приведений до валу двигуна.

(кг∙м2),

де  – коефіцієнт, що враховує момент інерції мас деталей, які обертаються повільніше ніж вал двигуна, ;

–  загальне передаточне число механізму,  

                                 

– кутова швидкість вала двигуна,

-1);

– середній момент електродвигуна в період пуску,

(Hм).

Середнє прискорення при пуску  механізму  підйому  з  номінальним вантажем:

(м/с2);

Рекомендоване прискорення –  [7, табл.23].

4.1.2.5. Перевірка двигуна на нагрівання

Середній робочий шлях механізму: (м) [7, табл.57].

Середня тривалість робочої операції:

(с),

За відношенням  з використанням графіка [7, стор. 65] визначається коефіцієнт.

Еквівалентна потужність робочої частини циклу механізму:

Вт),

де  – статична потужність, яка необхідна для виконання  робочої операції з номінальною швидкістю.

Вт).

Еквівалентна потужність, віднесена до тривалості вмикання (ТВ):

Вт),

де  коефіцієнт,  що  залежить  від  групи  режиму  роботи механізму [7, табл.58].

Двигун вважається вибраним вірно, якщо значення  NТВ менше від номінальної потужності двигуна при відповідній ТВ.

NТВ < NP.

4.1.2.6 Розрахунок гальма

Гальмо встановлюється на швидкохідному валу механізму.

Розрахунковий гальмівний момент:

(Нм),

де  – коефіцієнт запасу гальмування [7, табл.46];

– статичний момент на валу двигуна при гальмуванні,

 З каталога гальм [7, табл. 87]  вибираю двоколодкове гальмо з короткоходовим електромагнітом ТКТ-300, максимальний  гальмівний  момент ,  діаметр гальмівного шківа

Гальмівний шків виготовляють із сталевого литва  марки 45 Л,  гальмівні  колодкифутуріровані фрикційної стрічкою типу Б (ГОСТ1198-69).

Для відрегульованого на розрахунковий гальмівний момент гальма тривалість гальмування механізму підйому при підйомі (опусканні)  вантажу складає:

(с),

(с),

де  – момент інерції рухомих мас механізму  при  гальмуванні, приведений до вала двигуна:

(кг∙м2).

Шлях вантажу при гальмуванні, при підійомі (опусканні):

Прискорення при гальмуванні вантажу, що підіймається (опускається): 2),

 (м/с2).

 Сила тертя між колодкою і шківом:

Сила нормального тиску (притиснення колодками шківа) визначається по формулі:

  Робота розгальмовування при відході колодок:

Рекомендований радіальний зазор для  

– к.к.д. важільної системи.

Вибираємо електромагніт типу МО-300Б з робочим моментом електромагніта .

Робота розгальмування  (при ПВ=40%) , плече штока момент от ваги якоря , кут повороту

Зусилля, прикладене до штоку при розгальмуванні:

Передаточне число гальмівної ричажной системи:

Після конструктивного опрацювання приймаємо довжину меншого плеча

Довжина більшого плеча:

Конструктивно приймаємо:

Максимально можливий відхід колодок:

де – фактичне передаточне число.

Висота гальмівної колодки:

Приймаємо  що відповідає куту обхвату шківа колодкою

Ширина колодки при умові, що її тиск на шків рівномірно розподілений по поверхні:

 Приймаємо 

Розрахункове зусилля основної пружини:

де  – зусилля допоміжної пружини, необхідне для відводу від шківа колодки, закріпленої на холостому (неприводному) важелі, приймаємо

зусилля, необхідне для подолання моменту від ваги якоря,

Пружину приймаємо зі сталі 60С2А (ГОСТ 13942 – 86),  

Розрахунок пружини виконуємо по граничному зусиллю при повністю стислій пружині:

де  – коефіцієнт запасу, враховуючий необхідність зміни зусилля пружини при регулюванні гальма.

Діаметр дроту пружини з умов деформації кручення:

де k коефіцієнт кривизни, для для прийнятого значення   

 – відношення середнього діаметра пружини до діаметру дроту, приймаємо

Допустима напруга при граничному зусиллі:

По ГОСТ 13768-68 вибираємо пружину діаметром дроту

Середній діаметр пружини:

В короткоходових гальмах робоча довжина пружини:

Приймаємо 

Найменший зазор між витками в робочому стані:

 Приймаємо

Крок робочих витків пружини:

 Кількість робочих витків:

 Довжина повністю стиснутої пружини:

 

Приймаємо

Рис.7. Схема до розрахунку пружини короткоходового гальма

Визначаємо:

звідки:

Довжина пружини у вільному стані:

Крок витків ненавантаженої пружини:

які зазвичай приймають в межах . З кожного боку пружини  залишаємо по 0,75 витка підібраними, тоді повна довжина пружини у вільному стані:

Так як шток є направляючою для пружини, тодля забезпечення її стійкості має дотримуватися умова:

Для пружини при розгальмуванні гальма:

Зусилля у пружині при

 Найбільше напруження у матеріалі пружини:

При найменьше напруження

4.1.3 Уточнення до розрахунку гальма

Гальмівний момент, який створюється двома колодками визначається із  більш точного виразу:

 - кут обхвату колодкою шківа.

Статичний момент на валу двигуна при гальмуванні:

(Нм),

де  – коефіцієнт запасу гальмування [7, табл.46];

 З каталога гальм [7, табл. 87]  вибираю двоколодкове гальмо з короткоходовим електромагнітом ТКТ-300, максимальний  гальмівний  момент ,  діаметр гальмівного шківа

Гальмівний шків виготовляють із сталевого литва  марки 45 Л,  гальмівні  колодки футуровані фрикційної стрічкою типу Б (ГОСТ1198-69).

Для відрегульованого на розрахунковий гальмівний момент гальма тривалість гальмування механізму підйому при підйомі (опусканні)  вантажу складає:

(с),

(с),

де  – момент інерції рухомих мас механізму  при  гальмуванні, приведений до вала двигуна:

(кг∙м2).

 Шлях вантажу при гальмуванні, при підійомі (опусканні):

 Прискорення при гальмуванні вантажу, що підіймається (опускається):

2),

 (м/с2).

 Сила тертя між колодкою і шківом з урахуванням дійсного моменту:

Сила нормального тиску (притиснення колодками шківа) визначається по формулі:

  Робота розгальмовування при відході колодок:

Рекомендований радіальний зазор для  

– к.к.д. важільної системи.

Вибираємо електромагніт типу МО-300Б з робочим моментом електромагніта .

Робота розгальмування  (при ПВ=40%) , плече штока момент от ваги якоря , кут повороту

Зусилля, прикладене до штоку при розгальмуванні:

Передаточне число гальмівної ричажной системи:

Після конструктивного опрацювання приймаємо довжину меншого плеча

Довжина більшого плеча:

Конструктивно приймаємо:

Максимально можливий відхід колодок:

де – фактичне передаточне число.

Висота гальмівної колодки:

Приймаємо  що відповідає куту обхвату шківа колодкою

Ширина колодки при умові, що її тиск на шків рівномірно розподілений по поверхні:

Приймаємо 

 Щоб в існуючих гальмах гальмівний момент відповідав дійсному необхідно збільшити притиснення колодки в  разів.

Це можна здійснити за рахунок зміни зусилля пружини до величини:

- розрахункове зусилля основної пружини в існуючих гальмах (розділ  4.1.2.6). 

Пружину приймаємо зі сталі 60С2А (ГОСТ 13942 – 86),

, .

Розрахунок пружини виконуємо по граничному зусиллю при повністю стислій пружині:

де  – коефіцієнт запасу, враховуючий необхідність зміни зусилля пружини при регулюванні гальма.

Діаметр дроту пружини з умов деформації кручення:

де k коефіцієнт кривизни, для для прийнятого значення   

 – відношення середнього діаметра пружини до діаметру дроту, приймаємо

Допустима напруга при граничному зусиллі:

По ГОСТ 13768-68 вибираємо пружину діаметром дроту

Середній діаметр пружини:

В короткоходових гальмах робоча довжина пружини:

Приймаємо 

Найменший зазор між витками в робочому стані:

Приймаємо

Крок робочих витків пружини:

Кількість робочих витків:

Довжина повністю стиснутої пружини:

 

Рис.7. Схема до розрахунку пружини короткоходового гальма

Визначаємо:

звідки:

Довжина пружини у вільному стані:

Крок витків ненавантаженої пружини:

які зазвичай приймають в межах . З кожного боку пружини  залишаємо по 0,75 витка підібраними, тоді повна довжина пружини у вільному стані:

Так як шток є направляючою для пружини, тодля забезпечення її стійкості має дотримуватися умова:

Для пружини при розгальмуванні гальма:

Зусилля у пружині при

 Найбільше напруження у матеріалі пружини:

При найменьше напруження


4.2. УТОЧНЕННЯ РОЗРАХУНКУ МЕХАНІЗМУ ПІДЙОМУ МОСТОВОГО КРАНА ВАНТАЖОПІД'ЄМНІСТЮ 8 ТОНН.

4.2.1 Визначення геометричних та масових характеристик крана

Основні геометричні параметри мостового крана (рис. 1.1) призначаються за аналогами в залежності від заданих вантажопідйомності Q і прольоту L (табл. Д.71, [1]).

Вантажопідйомність Q, т – 8 т.

Ширина крана В = 6300 мм.

База крана  А = 4400 мм.

мм.

Параметри вантажного візка:

колія ;

база  .

Рис. 1.1. Основні геометричні характеристики мостового крана.


Висота головної балки в середній частині прольоту визначається з умови

Приймаю:

Ширина перерізу головної балки визначається з урахуванням двох умов:

,

       Приймаємо за ГОСТ 82-78 (табл. Д. 72, [1] ) .

Висота опорної частини головної балки:

Приймаю  кратною 50: =400 мм.

Довжина скосу головної балки:

Відстань від осі кранової рейки до вузлів підвісу кабіни машиніста крана:

Приймаю:

Вага половини зварного мосту (вага головної балки і площадок):

Gпм= 40 кН.

Вага кінцевої балки призначається в межах Gкб=15...20 = 20 кН.

Вага кабіни машиніста: Gкаб = 15...20 кН.

Приймаю: Gкаб = 15 кН.

Погонна вага тролеїв, включно з вагою стійок: qтр = 1…2 кН.

Приймаю: qтр = 1 кН/м.

4.2.2. Розрахунок механізму підйому вантажу

 Для крана, що проектується необхідно вибрати схему механізму підйому. В механізмах підйому мостових кранів з рухом вантажного візка по нижньому поясу моста застосовують вантажні поліспасти прості або здвоєні.

Приймаю: здвоєний вантажний поліспаст з безпосередньою навивкою каната на барабан (рис. 2.1).

 

     Рис.2.1 Кінематична схема механізму підйому з двохкратним вантажним поліспастом: 1 – електродвигун; 2 – привідний вал; 3 – зубчаті муфти; 4 – колодкове гальмо; 5 – редуктор; 6 – барабан; 7 – гакова підвіска;
8 – вантажний канат; 9 – зрівноважуючий блок.

 4.2.2.1. Розрахунок канату, діаметрів барабана і блоків

Приймемо для крана Q = 8 т кратність поліспаста u = 2 із (табл. Д.1, [1]).

 Максимальне зусилля у вітці канату, що набігає на барабан, при підйомі вантажу:

 (кН),

де  – вага вантажу, кН,  

(кН);

– кількість віток канату, які утримують вантаж;

– коефіцієнт корисної дії (ККД) поліспаста;

,

де  – ККД канатного блока з урахуванням жорсткості канату [7,табл.2]

=2 – кратність поліспаста,

де   – кількість відхильних блоків.

Розривне зусилля в канаті:

 (кН),

де zp – мінімально допустимий коефіцієнт використання канату, який регламентується "Правилами" для режиму роботи (М4) [7, табл. 6].

За отриманим розривним зусиллям за ГОCТом обираю стальний канат канат (13-Г-1-Н-1600 ГОСТ 7665-80) вантажний з лінійним дотиком дротів, конструкції 6х25 з органічним осердям, першої марки, із дроту без покриття, правої хрестової звивки, діаметром  із розривним зусиллям , межею міцності  та площею поперечного перерізу всіх дротинок . [7, табл 4].

Діаметр канатного барабана по центру навитого канату:

(мм),

де h1 – коефіцієнт вибору діаметру,  [7, табл. 7];

Приймаємо Dб=260мм.

Діаметр канатного барабана по дну канавки:

Приймаю:

Діаметр канатних блоків по центру навитого канату:

.

Приймаємо:

де  – мінімальний коефіцієнт вибору діаметрів, (табл. Д.7, [1]),

Із (табл. Д.9, [1]) вибираємо канатний блок  .

Матеріали, з яких виготовляють канатні блоки сталь 20 (табл. Д.11, [1]).

Допустиме напруження [G] = 160 МПа, межа текучості 250 МПа.

4.2.2.2 Розрахунок потужності і вибір двигуна, вибір редуктора

Розрахункова потужність двигуна  механізму  підйому  вантажу  при підйомі номінального вантажу, кВт:

,

де – ККД механізму підйому [7, табл.2].

 Вибираємо крановий електродвигун з фазним ротором серії MTF 312 - 6, з потужністю ; частотою обертання ; максимальним моментом ; моментом інерції ротора .

Номінальний момент на валу двигуна:

(Нм).

Розрахункове передаточне число редуктора:

.

де  – частота обертання барабана.

(об/хв),

де  – швидкість каната при навиванні на барабан.

 (м/хв).

Редуктор механізму підйому вибирають   виходячи з  розрахункового обертального моменту на тихохідному  валу,  частоти  обертання  ротора двигуна, групи режиму роботи  механізму  і  необхідного  передаточного числа.

Обертальний момент на тихохідному валу редуктора:

(Нм),           

де – кількість віток канату, закріплених на барабані;

 – ККД барабана [7, табл.2].

З каталога [7, табл.66 - 71] вибираю редуктор Ц2-400 з передаточним числом , сумарною міжосьовою відстанню мм, частотою обертання швидкохідного вала  об/хв,  схема збирання - 2.

Фактична швидкість підйому вантажу:

(м/с).

Фактична частота обертання барабана:

(об/хв).

4.1.2.3 Муфта між двигуном і редуктором

За розрахунковим моментом вибираю муфту втулочно-пальцеву муфту з: діаметр гальмівного шківа Dг=200мм, найбільший обертальний момент, який може передати муфта , момент інерції [7, табл.63].

Розрахунковий момент для муфти може бути визначений за виразом:

(Нм),

де  і  – коефіцієнти, які враховують, відповідно, ступінь відповідальності та умов роботи муфти [7, табл.53];

  – статичний момент на валу двигуна при підйомі номінального вантажу,

(Нм).

4.1.2.4 Перевірка двигуна на тривалість пуску

Середня тривалість пуску при підйому номінального вантажу:

(c),

де  – момент інерції рухомих  мас  механізму, приведений до валу двигуна.

(кг∙м2),

де  – коефіцієнт, що враховує момент інерції мас деталей, які обертаються повільніше ніж вал двигуна, ;

–  загальне передаточне число механізму,  

                                 

– кутова швидкість вала двигуна,

-1);

– середній момент електродвигуна в період пуску,

(Hм).

Середнє прискорення при пуску  механізму  підйому  з  номінальним вантажем:

(м/с2);

Рекомендоване прискорення –  [7, табл.23].

4.1.2.5. Перевірка двигуна на нагрівання

Середній робочий шлях механізму: (м) [7, табл.57].

Середня тривалість робочої операції:

(с),

За відношенням  з використанням графіка [7, стор. 65] визначається коефіцієнт.

Еквівалентна потужність робочої частини циклу механізму:

Вт),

де  – статична потужність, яка необхідна для виконання  робочої операції з номінальною швидкістю.

Вт).

Еквівалентна потужність, віднесена до тривалості вмикання (ТВ):

Вт),

де  коефіцієнт,  що  залежить  від  групи  режиму  роботи механізму [7, табл.58].

Двигун вважається вибраним вірно, якщо значення  NТВ менше від номінальної потужності двигуна при відповідній ТВ.

NТВ < NP.

4.1.2.6 Розрахунок гальма

Гальмо встановлюється на швидкохідному валу механізму.

Розрахунковий гальмівний момент:

(Нм),

де  – коефіцієнт запасу гальмування [7, табл.46];

– статичний момент на валу двигуна при гальмуванні,

 З каталога гальм [7, табл. 87]  вибираю двоколодкове гальмо з електрогідроштовхачем ТКТГ-200, максимальний  гальмівний момент ,  діаметр гальмівного шківа

Гальмівний шків виготовляють із сталевого литва  марки 45 Л,  гальмівні  колодкифутуріровані фрикційної стрічкою типу Б (ГОСТ1198-69).

Для відрегульованого на розрахунковий гальмівний момент гальма тривалість гальмування механізму підйому при підйомі (опусканні)  вантажу складає:

(с),

(с),

де  – момент інерції рухомих мас механізму  при  гальмуванні, приведений до вала двигуна:

(кг∙м2).

Шлях вантажу при гальмуванні, при підійомі (опусканні):

Прискорення при гальмуванні вантажу, що підіймається (опускається): 2),

 (м/с2).

 Сила тертя між колодкою і шківом:

Сила нормального тиску (притиснення колодками шківа) визначається по формулі:

Зусилля замикаючої пружини:

Висота гальмівної колодки:

Приймаємо  що відповідає куту обхвату шківа колодкою

Ширина колодки при умові, що її тиск на шків рівномірно розподілений по поверхні:

 Приймаємо 

 

Пружину приймаємо зі сталі 60С2А (ГОСТ 13942 – 86),  

Розрахунок пружини виконуємо по граничному зусиллю при повністю стислій пружині:

де  – коефіцієнт запасу, враховуючий необхідність зміни зусилля пружини при регулюванні гальма.

Діаметр дроту пружини з умов деформації кручення:

де k коефіцієнт кривизни, для для прийнятого значення   

 – відношення середнього діаметра пружини до діаметру дроту, приймаємо

Допустима напруга при граничному зусиллі:

По ГОСТ 13768-68 вибираємо пружину діаметром дроту

Середній діаметр пружини:

В короткоходових гальмах робоча довжина пружини:

Приймаємо 

Найменший зазор між витками в робочому стані:

 Приймаємо

Крок робочих витків пружини:

 Кількість робочих витків:

 Довжина повністю стиснутої пружини:

 

Приймаємо

Рис.7. Схема до розрахунку пружини короткоходового гальма

Визначаємо:

звідки:

Довжина пружини у вільному стані:

Крок витків ненавантаженої пружини:

які зазвичай приймають в межах . З кожного боку пружини  залишаємо по 0,75 витка підібраними, тоді повна довжина пружини у вільному стані:

Так як шток є направляючою для пружини, тодля забезпечення її стійкості має дотримуватися умова:

Для пружини при розгальмуванні гальма:

Зусилля у пружині при

 Найбільше напруження у матеріалі пружини:

При найменьше напруження

4.1.3 Уточнення до розрахунку гальма

Гальмівний момент, який створюється двома колодками визначається із  більш точного виразу:

 - кут обхвату колодкою шківа.

Статичний момент на валу двигуна при гальмуванні:

(Нм),

де  – коефіцієнт запасу гальмування [7, табл.46];

 З каталога гальм [7, табл. 87]  вибираю двоколодкове гальмо з короткоходовим електромагнітом ТКТ-300, максимальний  гальмівний  момент ,  діаметр гальмівного шківа

Гальмівний шків виготовляють із сталевого литва  марки 45 Л,  гальмівні  колодки футуровані фрикційної стрічкою типу Б (ГОСТ1198-69).

Для відрегульованого на розрахунковий гальмівний момент гальма тривалість гальмування механізму підйому при підйомі (опусканні)  вантажу складає:

(с),

(с),

де  – момент інерції рухомих мас механізму  при  гальмуванні, приведений до вала двигуна:

(кг∙м2).

 Шлях вантажу при гальмуванні, при підійомі (опусканні):

 Прискорення при гальмуванні вантажу, що підіймається (опускається):

2),

 (м/с2).

 Сила тертя між колодкою і шківом з урахуванням дійсного моменту:

Сила нормального тиску (притиснення колодками шківа) визначається по формулі:

  Робота розгальмовування при відході колодок:

Рекомендований радіальний зазор для  

– к.к.д. важільної системи.

Вибираємо електромагніт типу МО-300Б з робочим моментом електромагніта .

Робота розгальмування  (при ПВ=40%) , плече штока момент от ваги якоря , кут повороту

Зусилля, прикладене до штоку при розгальмуванні:

Передаточне число гальмівної ричажной системи:

Після конструктивного опрацювання приймаємо довжину меншого плеча

Довжина більшого плеча:

Конструктивно приймаємо:

Максимально можливий відхід колодок:

де – фактичне передаточне число.

Висота гальмівної колодки:

Приймаємо  що відповідає куту обхвату шківа колодкою

Ширина колодки при умові, що її тиск на шків рівномірно розподілений по поверхні:

Приймаємо 

 Щоб в існуючих гальмах гальмівний момент відповідав дійсному необхідно збільшити притиснення колодки в  разів.

Це можна здійснити за рахунок зміни зусилля пружини до величини:

- розрахункове зусилля основної пружини в існуючих гальмах (розділ  4.1.2.6). 

Пружину приймаємо зі сталі 60С2А (ГОСТ 13942 – 86),

, .

Розрахунок пружини виконуємо по граничному зусиллю при повністю стислій пружині:

де  – коефіцієнт запасу, враховуючий необхідність зміни зусилля пружини при регулюванні гальма.

Діаметр дроту пружини з умов деформації кручення:

де k коефіцієнт кривизни, для для прийнятого значення   

 – відношення середнього діаметра пружини до діаметру дроту, приймаємо

Допустима напруга при граничному зусиллі:

По ГОСТ 13768-68 вибираємо пружину діаметром дроту

Середній діаметр пружини:

В короткоходових гальмах робоча довжина пружини:

Приймаємо 

Найменший зазор між витками в робочому стані:

Приймаємо

Крок робочих витків пружини:

Кількість робочих витків:

Довжина повністю стиснутої пружини:

 

Рис.7. Схема до розрахунку пружини короткоходового гальма

Визначаємо:

звідки:

Довжина пружини у вільному стані:

Крок витків ненавантаженої пружини:

які зазвичай приймають в межах . З кожного боку пружини  залишаємо по 0,75 витка підібраними, тоді повна довжина пружини у вільному стані:

Так як шток є направляючою для пружини, тодля забезпечення її стійкості має дотримуватися умова:

Для пружини при розгальмуванні гальма:

Зусилля у пружині при

 Найбільше напруження у матеріалі пружини:

При найменьше напруження

 


5. УТОЧНЕННЯ РОЗРАХУНКУ МЕХАНІЗМУ ПЕРЕСУВАННЯ

5.1. УТОЧНЕННЯ РОЗРАХУНКУ МЕХАНІЗМУ ПЕРЕСУВАННЯ КОЗЛОВОГО КРАНА ЗАГАЛЬНОЮ МАСОЮ 39 ТОНН.

Механізм пересування козлового крана звичайно має два роздільні приводи, розташовані на жорсткій та шарнірній опорах. Привід, кінематичну схему якого наведено на рис. 7, містить електродвигун 1, муфту 2 з гальмівним шківом, гальмо 3, редуктор 4, зубчасту муфту 5, відкриту зубчасту передачу 6, ходове колесо 7.

5.1.1. Вибір ходових коліс

Для механізму пересування крана ходові колеса приймають дворебордні, циліндричні, на підшипниках кочення, на нерухомих осях всередині коліс, на втулках.


Навантаження на колесо визначається для випадку, коли візок з вантажем знаходиться в крайньому лівому положенні біля жорсткої опори А (рис. 10).

Рис. 10. Розрахункова схема до визначення навантажень на ходові колеса

Навантаження на ходові візки опори А:

 де Gм, Gк, Gпв, Gж, Gп – відповідно вага моста, кабіни, механізму пересування вантажного візка, жорсткої опори, механізму підйому вантажу.

Навантаження на ходові візки опори  В:

Максимальне навантаження на колесо:

де  – кількість ходових коліс, на які спирається опора.

Розрахункове навантаження на колесо:

(Н),

де  і  – коефіцієнти, які приймаються згідно [7, табл.102,103].

З каталога [1,табл.90-94] за розрахунковим навантаженням вибираю дворебордні ходові колеса з: діаметр доріжки кочення DК=400 мм, ширина бігової доріжки bК = 80 мм, діаметр цапфи для встановлення ходового колеса d= 95 мм. З каталога [1, табл.59 - 61] вибираю відповідну рейку і виписую: тип рейки – квадратна кранова рейка, робочу ширину bp = 80 мм.

5.1.2. Визначення опору пересуванню крана

Статичний опір пересуванню крана визначається як сума опорів сил тертя, ухилу, вітрового навантаження:

(Н).

Опір від сил тертя:

Опір від ухилу:

Опір від вітрового навантаження:

де  – вітрове навантаження на кран;

                    

– площа крана, яка сприймає вітрове навантаження,

– вітрове навантаження на вантаж.


5.1.3. Розрахунок потужності і вибір двигуна, вибір редуктора

Для  попереднього  вибору  двигуна  визначається  опір  пересуванню навантаженого крана з урахуванням  інерційного навантаження:

      

де  – рекомендоване прискорення при пуску механізму, [7,табл.43].

Необхідна потужність привода:

(Вт),

де  – середньопусковий коефіцієнт перевантаження для асинхронних двигунів з фазним ротором; – ККД механізму,  [7, табл.2].

Потужність одного двигуна:

(кВт),

 З каталогу [7, табл.51,52] вибираємо електродвигун змінного струму з фазним ротором МТF 011-6 ,потужність кВт, частота  обертання хв-1, максимальний момент Нм, момент інерції ротора кг∙м2.

(об/хв),

Загальне передаточне число механізму:

.

Загальне передаточне число розбивається за ступенями: редуктор, відкрита зубчаста передача. Передаточне число відкритої зубчастої передачі приймаємо .

Тоді розрахункове передаточне число редуктора:

.

Обертальний момент на тихохідному валу редуктора:

,

де  – ККД зубчастої передачі [7, табл.2].

З каталога [7, табл.66 - 71] вибираємо редуктор: тип Ц2-250, сумарна міжосьова відстань аw = 250 мм, передаточне число up = 16 , частота обертання швидкохідного вала nш = 960 об/хв.

Число зубців колеса і шестерні відкритої передачі:

.

Фактичне передаточне число механізму:

Фактична частота обертання ходового колеса  і фактична швидкість пересування крана:

(об/хв);

.

5.1.4. Вибір муфт механізму пересування крана

Між двигуном і редуктором встановлюється втулково-пальцева муфта з гальмівним шківом [7, табл.63,65], яка вибирається за розрахунковим моментом.

Розрахунковий момент для муфти визначаємо за виразом:

,

де k1 і k2 – коефіцієнти, які враховують, відповідно, ступінь відповідальності та умови роботи муфти; ;  [7, табл.53].

 Статичний момент на валу двигуна при пересуванні крана з номінальним вантажем:

 З каталога вибираємо муфту зубчату, характеристики: діаметр гальмівного шківа Dг=200 мм, найбільшій обертальний момент, який може передати муфта М=700 Нм, момент інерції ІМ=0,0763 кг м2.

 Між вихідним валом редуктора та відкритою зубчатою передачою встановлюємо муфту зубчату так, щоб обертальний момент, який повинен передавати муфта, чисельно дорівнював  моменту на тихохідному валу М=Мт=0,679 (кНм). Оскільки момент на тихохідному валу досить малий, не визначаємо розрахунковий момент на валу та приймаємо муфту за [7.табл.62].

5.1.5. Розрахунок гальмівного моменту і вибір гальма

 

Максимальне прискорення при гальмуванні: 

      

де ,  – кількість привідних і загальна кількість коліс механізму пересування;

– коефіцієнт зчеплення колеса з рейкою;

– коефіцієнт запасу зчеплення.

Тривалість гальмування приводу опори В за умови максимально допустимого прискорення

(с).

Мінімально допустима тривалість гальмування

с,                                        (169)

де – допустиме значення гальмівного шляху [7, табл.101].

Необхідний гальмівний момент на валу двигуна при гальмуванні привода опори В ненавантаженого крана

.            (170)

де – кутова швидкість вала двигуна,  

об/хв;                     (171)

– момент інерції рухомих мас механізму пересування крана, приведений до вала двигуна, при гальмуванні

         (171)

де  – навантаження на ходові візки опори В при  ненавантаженому крані;

– статичний момент на валу двигуна при гальмуванні ненавантаженого крана

    (172)

Вибираю двоколодкове гальмо ТГКТ-200, максимальний гальмівний момент Нм, діаметр гальмівного шківа мм.

4.6. Перевірка двигуна на нагрівання

Середній робочий шлях механізму м [7, табл.57].

Середня тривалість робочої операції

с,                              (176)

Еквівалентна потужність робочої частини циклу механізму

кВт.                           (177)

де  – статична потужність, яка необхідна для виконання  робочої операції з номінальною швидкістю

Вт.                        (178)   

Еквівалентна потужність, віднесена до тривалості вмикання (ТВ)

Вт,                             (179)

де  коефіцієнт, що залежить від групи режиму роботи механізму [7, табл.58].

Двигун вважається вибраним вірно, якщо значення NТВ менше від номінальної потужності двигуна при відповідній ТВ.

NТВ < 2∙NР(два двигуни)

6. ЕКОНОМІКА


7. БЖД

Рабич


Змн
.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

5

МГ-00-00-00 ПЗ

Розроб.

Левковець

Перевір.

Бондаренко

Реценз.

Н. Контр.

Дахно

Затверд.

Хмара

ТЕХНІКО-ЕКОНОМІЧНЕ ОБГРУНТУВАННЯ ПРОЕКТУ

Літ.

Акрушів

2

ПДАБА - 1032

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

6

МГ-00-00-00 ПЗ

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

7

МГ-00-00-00 ПЗ

Розроб.

Левковець

Перевір.

Бондаренко

Реценз.

Н. Контр.

Дахно

Затверд.

Хмара

ВПЛИВ  КУТА ОБХВАТУ

Літ.

Акрушів

5

ПДАБА - 1032

Змн.

Арк.

№ докум.

ідпис

Дата

Арк.

8

МГ-00-00-00 ПЗ

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

9

МГ-00-00-00 ПЗ

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

10

МГ-00-00-00 ПЗ

Рис. 3. Залежність від кута обхвату колодкою гальмівного шківа; 1 - величина нормального тиску, що діє на шків; 2 – відсоткове розходження нормального зусилля від зусилля притиснення колодки; 3 - зусилля пружини для забезпечення необхідного  гальмівного моменту; 1'нормативне значення величини 1.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

11

МГ-00-00-00 ПЗ

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

12

Розроб.

Левковець

Перевір.

Бондаренко

Реценз.

Н. Контр.

Дахно

Затверд.

Хмара

Літ.

Акрушів

ПДАБА - 1032

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

12

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

13

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

14

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

15

Розроб.

Левковець

Перевір.

Бондаренко

Реценз.

Н. Контр.

Дахно

Затверд.

Хмара

Літ.

Акрушів

ПДАБА - 1032

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

8

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

10

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

15

Розроб.

Левковець

Перевір.

Бондаренко

Реценз.

Н. Контр.

Дахно

Затверд.

Хмара

Літ.

Акрушів

ПДАБА - 1032

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

8

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

10

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Розроб.

Левковець

Перевір.

Бондаренко

Реценз.

Н. Контр.

Дахно

Затверд.

Хмара

Літ.

Акрушів

ПДАБА - 1032

Рис. 9. Схема механізму пересування крана

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

34

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

35

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

37

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

38

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

38

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

2

Розроб.

Левковець

Перевір.

Бондаренко

Реценз.

Н. Контр.

Дахно

Затверд.

Хмара

Літ.

Акрушів

ПДАБА - 1032

Змн.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

2

Розроб.

Левковець

Перевір.

Бондаренко

Реценз.

Н. Контр.

Дахно

Затверд.

Хмара

Літ.

Акрушів

ПДАБА - 1032


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

70171. Анализ станков используемых для изготовления детали Переходник 815 KB
  Стандартный ряд частот вращения шпинделя: Общее уравнение кинематического баланса привода главного движения: Число групп передач:4 Анализ структуры привода главного движения 8. Конструктивный порядок группы передач число передач в группе.
70172. Visual Basic 92.5 KB
  Целью данной работы является ознакомление с программой Visual Basic и написание в ней программы для решения степенных уравнений методом деления отрезка пополам и методом хорд, а так же с программой, позволяющей решить почти любой пример, Maple.
70173. Расчет и проект системы приточной вентиляции ритуального зала районного ЗАГСа 1.64 MB
  Для переходных условий независимо от места расположения здания принимаем температуру наружного воздуха t=10 С энтальпию I=265 кДж кг.1 Расчетные параметры наружного воздуха Расчетный период Параметры А Параметры Б Температура наружного воздуха tн С Энтальпия наружного воздуха...
70175. Проект коробки скоростей горизонтальной правой бабки продольнофрезерного станка 699.5 KB
  Исходные данные: Число скоростей z=24; Знаменатель прогрессии φ=112; Структурная формула z=; Материал заготовки сталь чугун; Максимальная ширина обработки В=320мм; Метод управления однорукояточный. При проектировании будем стремиться разработать конструкцию с максимально...
70178. Трубопрокатный цех для выпуска бесшовных труб 435.5 KB
  Состав генерального плана: склады металла и сырья трубопрокатный цех завода производственно вспомогательный цех склад готовой продукции энергетические сооружения административно бытовой блок Контрольно-пропускной пункт энергоблок материальный склад Ко всем зданиям обеспечен подъезд...