Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Исходные данные
Грузоподъемность крана, т…………………………….......... ………….20/5
Пролет, м……………………………………………………………………32
Высота подъема, м………………………………………………………….10
Скорость подъема, м/с …………….………………………………………0,2
Скорость передвижения тележки, м/с …………….……………………...0,8
Скорость передвижения крана, м/с ……………………………………....1,25
Режим работы……………………………………………………………... 4М
Масса крана, т……………………………………………………………….193
2.1 Механизм главного подъема
Выбор кинематической схемы.
Для грузоподъемности 20 т. принимаем кратность полиспаста Un = 4
Рисунок 1. Кинематическая схема механизма подъема
Выбор крюковой подвески
Выбираем крюковую подвеску 4-20-406 (приложение 1) с параметрами:
- Dбл.0 = 406 мм;
- zбл = 2;
- mп = 318 кг;
- В = 445 мм;
- Н = 1187.
Выбор каната
Вес номинального груза и ГУ:
где
- масса груза, т
- масса ГУ, т
g – ускорение свободного падения, м/с2
Максимальное статическое усилие в канате:
Smax=
где
zкб – число ветвей каната навиваемых на барабан, zкб=2.
п - К.п.д. полиспаста п.=0,96.
н.бл - к.п.д. направляющего блока н.бл.=1.
Выбираем тип каната ЛК-Р 6×19 (1 + 6 + 6/6) + 1о.с. ГОСТ 2688-80 имеющий линейное касание проволок и разные диаметры проволок в верхнем слое пряди. Канат двойной свивки.
Коэффициент запаса прочности для режима работы механизмов 4М равен 4, zр = 4,0.
Разрывное усилие в канате
Из ГОСТа 2688-80 выбираем типоразмер каната. Канат 16,5 – Г – В – Л – О – Н – 1470 ГОСТ 2688-80 имеет следующие параметры:
Sраз = 130,0 кН.
dк = 16,5 мм.
Fк = 104,61 мм2.
Маркировочная группа 1470 МПа.
Установка верхних блоков
Диаметр блока по средней линии навиваемого каната:
мм,
где
dк - диаметр каната, мм
h1 – коэффициент выбора диаметра блока, h1 = 18,0
Диаметр блока по дну канавки:
мм.
Максимальное значение диаметра блока:
мм.
По табл. П3.3 [Казак] выбираю блок с 380 мм исполнения 8. Окончательно: Dбл max = 380 мм, Dбл о = 324 мм, Dбл = 340,5 мм.
Габариты установки верхних блоков:
- длина: Lв.бл = 1,15 ∙ Dбл.о = 1,15 ∙ 324 = 373 мм, принимаю Lв.бл = 256 мм
- высота: Нв.бл = 1,25∙ Dбл.о = 1,25 ∙ 324 = 405 мм.
- ширина: Вв.бл = 1,3 ∙ Dбл.о = 1,3 ∙ 324 = 421 мм, принимаю Вв.бл = 380 мм.
Высота оси верхних блоков:
hв.бл. = 0,6 ∙ Dбл.о = 0,6 ∙ 324 = 194,4 мм принимаю hв.бл = 210 мм.
Межосевое расстояние между блоками и балансиром:
Ав.бл = 0,8 ∙ Dбл.о = 0,8 ∙ 324 = 259,2 мм принимаю Ав.бл = 220 мм.
Установка балансира
На рисунке 2 показан вариант установки уравнительного балансира и обозначены основные размеры.
Рисунок 2 – Уравнительный балансир
Минимальное допускаемое расстояние между осью блоков крюковой подвески и продольной осью балансира:
hmin ур. б = 3 ∙ Dбл.о = 3 ∙ 324 = 972 мм.
Размер Аур б:
Ввн ≤ Аур б ≤ Ввн + 2hmin.ур.б ∙ tg[γ],
где
Ввн – расстояние между осями крайних внутренних блоков, Ввн = 76 мм
76 ≤ Аур б ≤ 76 + 2 ∙ 972 ∙ tg 6º
76 ≤ Аур б ≤ 280
принимаю Аур б = 120 мм.
Используя ориентировочные соотношения [Казак, с. 27] получим: Lур.б = 145 мм; Вур.б = 80 мм; Нур.б = 60 мм; hур.б = 40 мм; L оп.ур.б = 80 мм.
Установка барабана
Диаметр барабана:
мм,
где
dк - диаметр каната, мм.
h2 – коэффициент выбора диаметра барабана, h1 = 16,0.
Диаметр барабана по дну канавок:
мм,
принимаем Dбo = 250 мм
Диаметр максимальной окружности описываемой крайней точкой установки барабана:
Dб max = (1,1…1,3) ∙ Dб = (1,1…1,3) ∙ 264 = 290…343 мм,
принимаю Dб max = 310 мм
Рабочая длина каната:
Lкр = Н ∙ Uп = 10 ∙ 4 = 40 м,
где
Н – высота подъема, м
Число рабочих витков:
Число неприкосновенных витков принимаем zнепр = 1,5; число витков для крепления каната принимаем zкр = 3 [Казак, с. 29].
Шаг нарезки:
t = (1,1…1,23) ∙ dк = (1,1…1,23) ∙ 16,5 = 18,1…20,2 мм, принимаю t = 20 мм.
Длина одного нарезного участка:
lн = t ∙ (zp + zнепр + zкр) = 20 ∙ (51 + 1,5 + 3) = 1110 мм.
Длина одного концевого участка:
lk = (4…5) ∙ dк = (4…5) ∙ 16,5 = 66…83 принимаю lk = 70 мм.
Минимальное расстояние между осями блоков и барабана:
hmin = 3 ∙ Dб.о = 3 ∙ 250 = 750 мм.
Длина гладкого среднего участка:
Внар ≤ lo ≤ Внар + 2hmin.ур.б ∙ tg[γ]
76 ≤ lo ≤ 76 + 2 ∙ 750 ∙ tg 6º
76 ≤ lo ≤ 226
принимаем lo = 220 мм.
Длина барабана:
Lбар = 2lн + 2lk + lo = 2 ∙ 1110 + 2 ∙ 70 + 220 = 2580 мм.
отношение Lб/Dб = 2580/250 = 10,3 , так как отношение слишком велико, то принимаем диаметр барабана Dб = 630 мм.
Проведем повторный расчет:
Число рабочих витков:
Число неприкосновенных витков принимаем zнепр = 1,5; число витков для крепления каната принимаем zкр = 3 [Казак, с. 29].
Шаг нарезки:
t = (1,1…1,23) ∙ dк = (1,1…1,23) ∙ 16,5 = 18,1…20,2 мм принимаю t = 20 мм.
Длина одного нарезного участка:
lн = t ∙ (zp + zнепр + zкр) = 20 ∙ (21 + 1,5 + 3) = 510 мм.
Длина одного концевого участка:
lk = (4…5) ∙ dк = (4…5) ∙ 16,5 = 66…83 принимаю lk = 70 мм.
Минимальное расстояние между осями блоков и барабана:
hmin = 3 ∙ Dб.о = 3 ∙ 630 = 1890 мм.
Длина гладкого среднего участка:
Внар ≤ lo ≤ Внар + 2hmin.ур.б ∙ tg[γ]
76 ≤ lo ≤ 76 + 2 ∙ 1890 ∙ tg 6º
76 ≤ lo ≤ 454
принимаем lo = 400 мм.
Длина барабана:
Lбар = 2lн + 2lk + lo = 2 ∙ 510 + 2 ∙ 70 + 400 = 1560 мм
отношение Lб/Dб = 1560/630 = 2,4, что вполне приемлемо.
Рисунок 3 – Барабан механизма подъёма
Выбор двигателя
Максимальная статическая мощность:
где
G – вес груза и траверсы, кН
V – скорость подъема, м/с
- предварительное значение КПД механизма, =0,85.
Номинальная мощность двигателя с учетом коэффициента использования k=0,7…0,8
Выбираем асинхронный электродвигатель с фазным ротором типа МТВ 412-6 ГОСТ 185-70 имеющий следующие параметры:
- мощность двигателя: Nдв=37 кВт;
- частота вращения: nдв.н=960 об/мин;
- момент инерции: Iр.дв.=0,7 кг м2;
- масса двигателя: mдв.=345 кг;
- продолжительность включения: ПВдв=15%.
Выбор редуктора
Частота вращения барабана:
об/мин.
Требуемое передаточное число лебедки:
Требуемое передаточное число редуктора:
Uр.тр. = Uл.тр = 40
Ориентировочно выбираем редуктор Ц2У – 400Н с передаточным числом Uр.. = 40.
Определим расчетный эквивалентный момент на тихоходном валу редуктора.
Принимаем класс нагружения механизма В2. Ему при заданной группе режима работы 4М соответствует класс использования А4.
По табл. 1.2.2 [Гохберг, т1, с. 43] находим значение коэффициента нагружения К = 0,25.
Коэффициент переменности нагрузки . По табл. 1.2.1 [Гохберг т.1, с. 42] находим машинное время работы механизма tмаш = 12500 ч.
Частота вращения тихоходного вала редуктора равна nт.в = n б = 24,2 об/мин.
Число циклов нагружения на тихоходном валу редуктора:
zт = 60 ∙ nт.в ∙ tмаш = 60 ∙ 24,2 ∙12500 =18,1 ∙ 106 .
Передаточное число тихоходной ступени редуктора предполагаю близким к значению Uт = 5.
Суммарное число циклов контактных напряжений зуба шестерни тихоходной ступени редуктора: zp = zт ∙ Uт = 18,1 ∙ 106 ∙ 5 = 90,5 ∙ 106 .
Базовое число циклов контактных напряжений тихоходного вала редуктора: zо = 125 ∙ 106 .
Коэффициент срока службы:
Коэффициент долговечности: Кд = KQ ∙ Kt = 0,629 ∙ 0,8 = 0,5
КПД опор барабана принимаю равным ηбар = 0,99
Расчетный крутящий момент на тихоходном валу:
Н ∙ м,
где
rб – радиус барабана, м
Эквивалентный крутящий момент на тихоходном валу:
Тр.э. = Кд ∙ Тр = 0,5 ∙ 16863 = 8,4 кН ∙ м,
Тр.э.< ТТ (8,4 < 15,9 ) условие выполняется.
Выбираю редуктор Ц2У – 400Н имеющий передаточное число Uр. = 40, Редуктор имеет следующие параметры:
- передаточное число: Uр. = 40;
- момент на тихоходном валу: Тт = 15,9 кН ∙ м
- суммарное межосевое расстояние: аw с = 650 мм
- диаметр конца быстроходного вала: dв.б = 60 мм
- масса редуктора: m = 940 кг
тихоходный вал с зубчатым венцом.
Определение фактической скорости подъёма груза и фактического КПД механизма
Передаточное число механизма:
Uмех = Uр ∙ Uп = 40 ∙ 4 = 160.
Угловая скорость вала двигателя:
рад/с.
Фактическая скорость подъёма:
м/с.
скорость отличается от заданной на 5%, что допустимо.
В механизме установлено 2 муфты: между двигателем и редуктором, редуктором и барабаном. КПД муфты принимаю ηм = 0,99.
КПД механизма:
η мех = ηп ∙ ηб ∙ ηр ∙ ηм2 = 0,96 ∙ 0,99 ∙ 0,96 ∙ 0,992 = 0,89
данное значение мало отличается от значения ηпр = 0,85 , поэтому перерасчет мощности не делаем.
Выбор муфты
Типоразмер муфты выбираем по диаметрам концов соединяемых данной муфтой валов. При выборе муфты должно проверяться условие - наибольший передаваемый момент муфты должен быть не меньше крутящего момента на быстроходном валу: Тм.н ≥ Тб.в.
Выбираем зубчатую муфту по ГОСТ 5006 - 83. Муфта имеет параметры:
- максимально допустимый диаметр расточки: dmax = 65 мм (расточку под вал двигателя делаем на заказ);
- номинальный крутящий момент муфты: Тм.н = 4000 Н ∙ м;
- момент инерции муфты: Jм = 0,15 кг ∙ м2 ;
- масса муфты: mм = 15,2 кг.
Выбор тормоза
Статический крутящий момент при торможении:
Н ∙ м,
где
η мех – КПД механизма подсчитанный по max значению КПД,
η мех = ηп ∙ ηб ∙ ηр ∙ ηм = 0,96 ∙ 0,99 ∙ 0,97 ∙ 0,99 = 0,91.
Расчетный тормозной момент:
Тт.р = Кт ∙ Тст.т = 1,75 ∙ 356 = 623 Н ∙ м,
где
Кт – коэффициент запаса торможения, Кт = 1,75.
Выбираю тормоз с электрогидравлическим толкателем типа ТКГ – 300 ОСТ 24.290.08-82 [Гохберг т2,с. 284] со следующими параметрами:
- номинальный тормозной момент: Тт.н = 800 Н ∙ м;
- номинальное усилие на штоке толкателя: Ршт = 500 Н;
- продолжительность включения катушки электромагнита: ПВ = 25%
- максимальный ход штока толкателя: hшт.max = 50 мм;
- требуемый диаметр тормозного шкива: Dт.ш = 300 мм;
- ширина колодок: Вк = 140 мм ;
- масса тормоза: mт = 80 кг.
Выбор тормозного шкива
Учитывая требуемый диаметр тормозного шкива, ширину колодок и диаметр быстроходного вала редуктора выбираю тормозной шкив используемый для соединения с зубчатой муфтой по ОСТ 24.290.06-75 имеющий следующие параметры:
- диаметр тормозного шкива: Dт.ш = 300 мм;
- ширина обода: Вт.ш = 145 мм ;
- максимально допускаемый диаметр расточки: d к max = 60 мм ;
- момент инерции: Jш = 0,34 кг ∙ м2 ;
- масса шкива: mш = 25,4 кг.
Механизм передвижения тележки
Предназначен для обеспечения горизонтального передвижения грузовой тележки.
Выбор кинематической схемы
Выбираю кинематическую схему механизма передвижения грузовой тележки, имеющую центральный привод.
Схема запасовки каната механизма передвижения тележки козлового крана представлена на следующем рисунке.
Определение статических нагрузок на колеса
Вес номинального груза:
Gгр = mгр ∙ g = 20 ∙ 9,81 = 196 кН,
где
mгр – масса груза, т
g – ускорение свободного падения, м/с2
По табл.2.8 [Казак, с. 36] принимаю вес тележки Gт = 61,8 кН.
С учетом коэффициента неравномерности нагружения колес статическая нагрузка на одно колесо [см. рис. 1.11] будет равна:
- максимальная:
кН
- минимальная:
кН
Выбор колес
Зная максимальную статическую нагрузку на одно колесо, можно выбрать колесо по условию Рст.max ≤ [Pk max], при этом для групп режима работы 3М и выше следует выбирать больший диаметр колеса.
По табл. 2.11 [Казак, с. 39] при значении Рст.max = 64,45 кН выбираем двухребордное колесо диаметром 400 мм при [Pk max] = 100 кН.
Выбор колесных установок
Типоразмер колесной установки выбираем по диаметру ходового колеса и нагрузки на ходовые колеса тележки от веса груза.
Т.к. диаметр колеса 400 мм, а максимальная нагрузка на колесо Рст.max = 64,45 кН , то выбираю по ГОСТ 3569-60 [Гохберг т2, с. 29] приводную колесную установку КУП-400 и неприводную КУН-400, имеющие следующие параметры:
- диаметр колеса: Dк = 400 мм;
- диаметр цапфы: dц = 95 мм;
- ширина дорожки катания: В = 100 мм;
- число реборд: zреб = 2;
Форма поверхности катания – цилиндрическая. Тип подшипника – роликовый радиальный сферический двухрядный с симметричными роликами.
Выбор подтележечного рельса
Для КУ-400 ГОСТ 3569-60 исходя из табл. 2.11 [Казак, с.39] рекомендуют рельс Р-43, следовательно выбираю рельс Р-43 с выпуклой головкой ГОСТ 4121-76 [Казак, с. 309].
Проверим соотношение ширины дорожки катания колеса В и головки рельса b: B – b = 100 – 70 = 30 мм, что не меньше нормы указанной в табл. 2.12 [Казак, с.40], следовательно неточность установки колес и укладки рельсов будет компенсироваться.
Рельс Р-43 имеет параметры:
- ширина головки: b = 43 мм;
- радиус головки: r = 13 мм;
- ширина основания рельса: bосн = 114 мм;
- расстояние от основания до нейтральной оси: y = 5,93 см;
- площадь поперечного сечения: F = 57 см2;
- момент инерции сечения: Jx = 1489 см4;
- масса 1 погонного метра – 44,65 кг
Определение сопротивлений передвижению тележки
Сопротивление создаваемое силами трения:
где
μ – коэффициент трения качения колеса по рельсу, μ = 0,6 мм [Казак, табл. 2.14, с. 40].
f – приведенный коэффициент трения скольжения в подшипниках колес, f = 0,015 [Казак, табл. 2.14, с. 40].
Кдоп – коэффициент дополнительных сопротивлений, определяемых в основном трением реборд о головку рельса и трением элементов токосъёмного устройства, Кдоп = 2,0 [Казак, табл. 2.15, с. 41].
Сопротивление создаваемое уклоном:
кН,
где
ά – уклон подтележечного пути, ά = 0,002 [9, с. 41].
Сопротивление создаваемое силами инерции:
кН,
где
δ – коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся частей механизма, δ = 1,25, т.к. скорость передвижения меньше 1 м/с [9, с. 41].
mпост – масса поступательно движущегося объекта, т
mпос = mт – mтр = Gт/g – mтр = 61,8/9,81 – 318 = 6 т.
а – ускорение при разгоне, м/с2 ,
а = (0,5…1,0) ∙ [a] = 0,5 ∙ 0,1 = 0,05 м/с2,
где
[a] – допускаемое ускорение, [a] = 0,1 [9, табл. 2.16, с. 41]
Сопротивление создаваемое раскачиванием груза на гибкой подвеске:
кН.
Сопротивление создаваемое ветром рабочего состояния не учитывается, потому что кран работает в цеху.
Полное сопротивление передвижению тележки:
кН.
Выбор двигателя
Мощность двигателя:
кВт,
где
ηпр – предварительное значение КПД механизма, ηпр = 0,9.
Ψп.ср – кратность среднепускового момента двигателя по отношению к номинальному, Ψп.ср = 1,55 [Казак, табл. 2.17, с.42].
V – скорость передвижения тележки, м/с
Выбираю двигатель типа МТF 112-6 ГОСТ 185-70 имеющий следующие параметры:
- мощность двигателя: Nдв = 4,1 кВт;
- продолжительность включения: ПВдв = 25%
- частота вращения: nдв = 870 об/мин ;
- диаметр конца вала:dв.дв = 35 мм;
- момент инерции ротора: Jр.дв = 0,192 кг ∙ м2;
- масса двигателя: mдв = 76 кг.
Выбор редуктора
Частота вращения колеса:
об/мин.
Требуемое передаточное число механизма:
Ориентировочно выбираем редуктор Ц2У – 315Н с передаточным числом Up = 20 [Казак, с. 299].
Определим расчетный эквивалентный момент на тихоходном валу редуктора.
Принимаем класс нагружения механизма В2. Ему при заданной группе режима работы 4М соответствует класс использования А4 .
Находим значение коэффициента нагружения К = 0,25.
Коэффициент переменности нагрузки . Находим машинное время работы механизма tмаш = 12500 ч.
Частота вращения тихоходного вала редуктора равна nт.в = n к = 38,2 об/мин.
Число циклов нагружения на тихоходном валу редуктора:
zт = 60 ∙ nт.в ∙ tмаш = 60 ∙ 38,2 ∙12500 =28,6 ∙ 106 .
Передаточное число тихоходной ступени редуктора предполагаю близким к значению Uт = 5.
Суммарное число циклов контактных напряжений зуба шестерни тихоходной ступени редуктора: zp = zт ∙ Uт = 28,6 ∙ 106 ∙ 5 = 143 ∙ 106 .
Базовое число циклов контактных напряжений тихоходного вала редуктора: zо = 125 ∙ 106 .
Коэффициент срока службы:
Коэффициент долговечности: Кд = KQ ∙ Kt = 0,629 ∙ 1 = 0,62. Значение Кд необходимо принять не менее чем 0,63, поэтому Кд = 0,63.
Расчетный крутящий момент:
Н ∙ м,
где
Тдв.max – максимальный момент двигателя, Н ∙ м.
ηр - КПД редуктора, ηр = 0,94 [Казак, табл.2.20, с. 53].
Эквивалентный крутящий момент на тихоходном валу:
Тр.э. = Кд ∙ Тр = 0,63 ∙ 1635 = 1030 Н ∙ м = 1,03 кН ∙ м,
Тр.э.< ТТ (3,3 < 8,6 ) условие выполняется.
Выбираем редуктор Ц2У – 315Н [Казак, с. 299]. Ближайшее передаточное число этого типоразмера равно Uр = 20, что расходится с требуемым передаточным числом на допустимую величину 11% (не больше 15%).
Редуктор имеет следующие параметры:
- передаточное число: Uр. = 20;
- момент на тихоходном валу: Тт = 8,6 кН ∙ м;
- суммарное межосевое расстояние: аw с = 515 мм;
- диаметр конца быстроходного вала: dв.б = 50 мм
- диаметр конца тихоходного вала: dв.т = 110 мм
Определение фактической скорости и КПД механизма
Передаточное число механизма:
Uмех = Uр = 20 .
Угловая скорость вала двигателя:
рад/с.
Фактическая скорость передвижения тележки:
м/с,
где
rk – радиус ходового колеса, м
скорость мало отличается от заданной.
В механизме установлено 2 муфты: между двигателем и редуктором, редуктором и приводной колесной установкой. КПД муфты принимаю ηм = 0,99.
КПД механизма:
η мех = ηр ∙ ηм2 = 0,94 ∙ 0,992 = 0,92
данное значение мало отличается от значения ηпр = 0,9 , поэтому перерасчет мощности не делаем.
Выбор муфты
Типоразмер муфты выбираем по диаметрам концов соединяемых данной муфтой валов. При выборе муфты должно проверяться условие - наибольший передаваемый момент муфты должен быть не меньше крутящего момента на быстроходном (тихоходном) валу: Тм.н ≥ Тб.в.
Для быстроходного вала:
выбираем зубчатую муфту по ГОСТ 5006 - 83 [Гохберг т2, с.306]. Муфта имеет параметры:
- максимально допустимый диаметр расточки: dmax = 40 мм (расточку под вал двигателя делаем на заказ);
- номинальный крутящий момент муфты: Тм.н = 1000 Н ∙ м;
- момент инерции муфты: Jм = 0,05 кг ∙ м2 ;
- масса муфты: mм = 6,7 кг.
Для тихоходного вала:
выбираем зубчатую муфту по ГОСТ 5006 - 83 [Гохберг т2, с.306]. Муфта имеет параметры:
- максимально допустимый диаметр расточки: dmax = 120 мм
- номинальный крутящий момент муфты: Тм.н = 16000 Н ∙ м;
- момент инерции муфты: Jм = 1,15 кг ∙ м2 ;
- масса муфты: mм = 62,5 кг.
Выбор тормоза
Сопротивление передвижению тележки без груза создаваемое уклоном:
кН.
Сопротивление передвижению тележки без груза создаваемое инерцией:
кН.
Сопротивление передвижению тележки без груза создаваемое трением:
кН.
Момент созданный уклоном:
Н ∙ м.
Момент созданный инерцией:
Н ∙ м .
Момент созданный трением:
Н ∙ м.
Расчетный тормозной момент механизма:
Н ∙ м.
Расчетный тормозной момент тормоза:
Н ∙ м,
где
zт – число тормозов в механизме, zт = 1.
Выбираю тормоз с электрогидравлическим толкателем типа ТКГ – 160 ОСТ 24.290.08-82 [25,с. 284] со следующими параметрами:
- номинальный тормозной момент: Тт.н = 100 Н ∙ м ;
- номинальное усилие на штоке толкателя: Ршт = 160 Н ;
- продолжительность включения катушки электромагнита: ПВ = 25%
- максимальный ход штока толкателя: hшт.max = 25 мм ;
- требуемый диаметр тормозного шкива: Dт.ш = 160 мм;
- ширина колодок: Вк = 70 мм ;
- масса тормоза: mт = 21,2 кг .
Выбор тормозного шкива
Учитывая требуемый диаметр тормозного шкива, ширину колодок и диаметр быстроходного вала редуктора выбираю тормозной шкив 2-го исполнения по ОСТ 24.290.06-75 [9, с. 306] имеющий следующие параметры:
- диаметр тормозного шкива: Dт.ш = 160 мм;
- ширина обода: Вт.ш = 70 мм ;
- максимально допускаемый диаметр расточки: dmax = 40 мм ;
- момент инерции: Jш = 0,026 кг ∙ м2 ;
- масса шкива: mш = 6,9 кг.
Проверочные расчеты механизмов грузовой тележки
Механизм подъёма груза
Проверка двигателя механизма подъёма на время разгона
Диаметр барабана Dб = 400 мм; передаточное число механизма подъёма Uмех = 100.
Момент инерции вращающихся масс, расположенных на быстроходном валу механизма:
кг ∙ м2.
Момент инерции при разгоне всех вращающихся частей механизма:
кг ∙ м2,
где
γ – коэффициент учета инерции вращающихся масс, γ = 1,1 [Казак, с. 85]
Масса поступательно движущихся частей механизма и груза:
т.
Момент инерции при разгоне поступательно движущихся частей механизма и груза:
кг ∙ м2.
Приведенный к валу двигателя момент инерции при разгоне:
кг ∙ м2.
Момент статических сопротивлений при разгоне:
Н ∙ м.
Номинальный момент двигателя:
Н ∙ м.
Среднепусковой момент двигателя:
Н ∙ м,
где
ψп.ср – кратность среднепускового момента, ψп.ср = 1,6 [Казак, табл.2.17, с.42].
Время разгона механизма подъёма:
с < 4 с.
Значение tр факт находится в диапазоне рекомендуемых значений времени разгона (2…4 с) [Казак, с.85], следовательно выбранный двигатель обеспечит необходимую интенсивность разгона.
Среднее ускорение груза при таком времени разгона равно:
м/с2 < 0,1 м/с2 что допустимо.
Проверка двигателя механизма подъёма на нагрев
Таблица 1 Сводная таблица по проверке двигателя на нагрев
|
Параметры |
Значения |
|||||||
|
G |
0,5G |
0,195G |
0,05G |
|||||
|
под |
оп |
под |
оп |
под |
оп |
под |
оп |
|
|
Gj, H |
124000 |
62000 |
24180 |
6200 |
||||
|
ηмех j |
0,89 |
0,85 |
0,68 |
0,36 |
||||
|
Тст j , Н ∙ м |
278,6 |
220,7 |
145,8 |
105,4 |
71,1 |
32,8 |
34,4 |
4,4 |
|
Jгр j кг ∙ м2 |
0,05 |
0,03 |
0,014 |
0,007 |
||||
|
Jмех j кг ∙ м2 |
1,35 |
1,33 |
1,31 |
1,3 |
||||
|
tp j , с |
1,2 |
0,17 |
0,47 |
0,2 |
0,3 |
0,25 |
0,3 |
0,27 |
|
tу , с |
50 |
47 |
50 |
47 |
50 |
47 |
50 |
47 |
Статические моменты при подъёме и опускании вычисляю по формулам и значения записываю в табл. 1.2:
; .
Момент инерции при разгоне от груза определяю по формуле и значения заношу в табл. 1:
.
Приведенный к валу двигателя момент инерции определяю по формуле и значения заносим в табл. 1:
.
Угловая скорость двигателя при опускании: число полюсов у двигателя МТВ 412-8 равно 8, следовательно пар полюсов 4, р = 4. Синхронная угловая скорость вала двигателя:
рад/с.
рад/с.
рад/с
Время разгона механизма при подъёме и опускании различных грузов определяем по формулам и значения заносим в табл. 1:
; .
Среднюю высоту при работе крана в сборочном цеху принимаем Нср = 8 м [Казак, с. 88].
Время установившегося движения при подъёме:
с,
где
Vпод – скорость подъёме, м/с
м/с.
Время установившегося движения при опускании:
с,
где
Vоп – скорость опускания, м/с
м/с.
Время разгона механизма при подъёме номинального груза равно 2,2 с. Величина равна 0,3 с, следовательно tр.под.G > , следовательно коэффициент, учитывающий ухудшение условий охлаждения двигателя в период пуска равен β = 0,7.
Двигатель на нагрев проверяют по условию:
Тэ ≤ Тдв.н,
где
Тэ – эквивалентный момент на валу двигателя, Н ∙ м
= 130 Н ∙ м.
Тэ (130 Н ∙ м ) ≤ Тдв.н (224,2 Н ∙ м) , следовательно условие выполняется, двигатель не перегреется.
Механизм передвижения тележки
Проверка двигателя механизма передвижения тележки на время разгона
Момент инерции вращающихся масс, расположенных на быстроходном валу механизма:
кг ∙ м2.
Момент инерции при разгоне всех вращающихся частей механизма:
кг ∙ м2.
где
γ – коэффициент учета инерции вращающихся масс, γ = 1,15 [Казак, с. 85]
Масса поступательно движущихся частей механизма и груза:
т.
Приведенный к валу двигателя момент инерции при разгоне:
кг ∙ м2.
Номинальный момент двигателя:
Н ∙ м.
Среднепусковой момент двигателя:
Н ∙ м,
где
ψп.ср – кратность среднепускового момента, ψп.ср = 1,6 [Казак, табл.2.17, с.42].
Статическое сопротивление:
Wст = Wтр + Wу = 0,5 + 0,06 = 0,56 кН.
Момент статических сопротивлений при разгоне:
Н ∙ м.
Время разгона механизма передвижения тележки:
с.
Среднее ускорение при таком времени разгона равно:
м/с2, что допустимо.
Проверка времени торможения механизма передвижения тележки
Приведенный к валу двигателя момент инерции при торможении:
кг ∙ м2.
Сопротивление от трения:
кН
Статическое сопротивление при торможении:
Wст.т = Wтр´- Wу = 0,9 – 0,06 = 0,84 кН.
Момент статических сопротивлений при торможении:
Н ∙ м.
Время торможения механизма:
с.
Проверка запаса сцепления колес с рельсами при разгоне
Сумма нагрузок на приводные колеса:
кН
Сила сцепления приводных колес с рельсом, когда кран не нагружен:
кН,
где
fсц.о – коэффициент сцепления колеса с рельсом, fсц.о = 0,2
Момент силы сцепления колеса с рельсом, когда кран не нагружен:
кН ∙ м.
Момент сил на оси приводных колес создаваемый уклоном:
кН ∙ м.
Момент на оси приводных колес созданный силами трения:
кН.
Приведенный к валу двигателя момент инерции всех движущихся масс:
кг ∙ м2.
Сила статического сопротивления движению:
Wст.р.о = Wтр.о - Wу.о = 0,9 – 0,06 = 0,84 кН.
Статический момент при разгоне порожней тележки:
Н ∙ м.
Угловое ускорение вала двигателя при трогании с места порожней тележки:
рад/с.
Момент сил инерции при разгоне вращающихся частей механизма:
Н ∙ м.
Среднепусковой момент двигателя:
Н.
Динамический момент при разгоне:
Н ∙ м.
Условие проверки запаса сцепления колес с рельсами имеет вид:
Kсц ≥ [Ксц],
где
[Ксц] – допускаемый коэффициент запаса сцепления колеса тележки с рельсом, [Ксц] = 1,
Kсц – коэффициент запаса сцепления колеса тележки с рельсом,
≥ 1,2
необходимый запас сцепления колес с рельсом при разгоне порожней тележки обеспечен.
Расчет сборочных единиц
Определение толщины стенки барабана
Барабан литой, в качестве материала принимаем сталь 35Л, допускаемое напряжение сжатия [σ]сж = 137,3 МПа.
Приближенное значение толщины стенки барабана:
м,
где
Smax – наибольшее статическое натяжение каната, Н.
t – расстояние между соседними витками каната, м.
[σ]сж – допускаемое напряжение материала, МПа.
Коэффициент влияния деформации стенки барабана и каната:
,
где
Ек – модуль упругости каната, Ек = 88260 МПа.
Fк – площадь сечения всех проволок каната, мм2.
Еб – модуль упругости стенки бараьана, Еб = 186300 МПа.
Так как > 2 и , то допускаемые напряжения смятия необходимо понизить на С = 0,1 ∙ 5/0,1 = 5%, тогда МПа.
Окончательная толщина стенки барабана:
м.
Из условия технологии изготовления барабана и учитывая, что стенки в процессе эксплуатации изнашиваются, принимаю толщину стенки δ = 20 мм.
Толщина кольца жесткости:
12 мм.
Массу барабана определяю по формуле:
m = ρ ∙ (Vц + 2Vк) = 7900 ∙ (0,038+2 ∙ 0,0035) = 360 кг,
где
ρ – плотность стали, ρ = 7900 кг/м2
Vц – объём цилиндрической стенки барабана,
м3.
Vк – объём кольца жесткости,
м3.
Определение устойчивости цилиндрической стенки барабана
Номинальное напряжение в цилиндрической стенке:
МПа.
Критическое напряжение:
МПа.
Так как σк не должно быть больше σк = 0,8 σт , то принимаем σк = 0,8 ∙ 274,6 = 219,7 МПа.
Устойчивость цилиндрической стенки проверим по условию:
,
где
[n] – допускаемое значение запаса устойчивости цилиндрической стенки, [n] = 1,7.
n - запас устойчивости цилиндрической стенки.
≥ 1,7 следовательно цилиндрическая стенка барабана устойчива.
Крепление каната к барабану
Принимаю крепление каната планками, прижимающими канат к барабану.
Суммарное усилие растяжения болтов прижимающих канат к барабану:
где
f - коэффициент трения между канатом и барабаном, f = 0,1;
γ - угол наклона боковой грани трапациевидного выреза в планке к вертикали, γ = 40º;
α - угол обхвата барабана неприкосновенными витками;
е - основание натуральных логарифмов.
Прижатие каната к барабану через планки осуществляем шпильками, материал сталь 40Х , предел текучести σт = 330 МПа.
Допускаемое напряжение растяжения в шпильке:
МПа.
Для диаметра каната 14…17 мм задаемся диаметром шпильки М20 по диаметру отверстия в прижимной планке (22 мм).
Приведенный коэффициент трения между канатом и планкой:
.
Необходимое число шпилек:
шт,
где
К - коэффициент запаса надежности крепления каната к барабану, К = 1,5;
l - расстояние от дна канавки до верхней плоскости прижимной планки, l = 29,5 мм.
Согласно Правилам устройства и безопасной эксплуатации ГПМ принимаю число крепежных планок (шпилек) равное 6, z = 6 шт.
Расчет оси барабана
Ось барабана испытывает напряжения от веса барабана, усилий в канатах, сходящих с барабана.
Составим расчетную схему оси, на которую нанесем все действующие нагрузки и построим эпюру изгибающих моментов.
Весом барабана пренебрегаем. Принимаем расстояние от ступиц барабана до опор оси l1 = 120 мм; l2 = 200 мм. Длина оси барабана: l = L + (50…150) = 1170 + (50…150) = 1220…1320 мм принимаю l = 1250 мм. Общая длина оси L = 1278 мм.
Нагрузки на ступицы барабана:
Н.
Н.
Расчетная схема оси барабана с эпюрой изгибающих моментов
Определим реакции RA и RВ опор:
.
Н.
.
Н.
Построим эпюру изгибающих моментов:
0 ≤ z1 ≤ l1
l1 ≤ z2 ≤( l3+ l1)
0 ≤ z3 ≤ l3
Принимаю в качестве материала оси барабана сталь 45: временное сопротивление σв = 598 МПа , предел выносливости σ1 = 257 МПа.
Диаметр оси под правой опорой:
м,
где
К0 – коэффициент учитывающий конструкцию оси, К0 = 2,5.
[n] – допускаемый коэффициент запаса прочности, [n] = 1,6.
Принимаю диаметр оси барабана под правой опорой 95 мм, диаметр оси барабана под правой ступицей dс =115 мм [см. рис. 7]. Длина ступицы: lc= (1,0…1,5) ∙ dс = (1,0…1,5) ∙ 115 = 115…172 мм, принимаю длину ступицы lc= 130 мм. Исходя из этого конструируем ось барабана [см. рис. 7].
Рисунок 7 – Ось барабана
Проверочный расчет прочности оси барабана производим в сечениях /, //, ///.
Запас прочности по сопротивлению усталости в сечении /-/:
,
где
Кσ´ - коэффициент концентрации в данном сечении оси, Кσ´ = 1,7;
β - коэффициент упрочнения, β = 1;
εσ – масштабный фактор при изгибе, εσ = 0,6;
КД – коэффициент долговечности, КД = 0,87;
σ – напряжение изгиба в рассчитываемом сечении,
МПа.
прочность в сечении /-/ обеспечена, т.к.наименьший допускаемый запас прочности для рассчитываемой оси составляет [n] = 1,6. Аналогичный расчет для сечений // - //, /// - /// показал, что и в этих сечениях прочность оси также обеспечена.
Соединение обечайки барабана со ступицей
Соединение обечайки барабана со ступицей осуществляю болтами из стали 40Х (ГОСТ 7796-70), предел текучести σт = 330 МПа.
Диаметр окружности установки болтов:
Dокр = (1,3…1,4) ∙ Dз = (1,3…1,4) ∙ 336 = 436…470 мм, принимаю 450 мм,
где
Dз – наружный диаметр зубчатого венца вала редуктора, мм
Усилие, действующее на окружность установки болтов:
кН.
Расчетное число болтов:
шт,
где
mб – число установленных болтов, mб = 8 шт.
Допускаемое напряжение среза:
МПа,
где
К1 – коэффициент безопасности, К1 = 1,3.
К2 – коэффициент нагрузки, К2 = 1,1.
Диаметр болта:
м, принимаю болт М12.
Напряжение смятия:
МПа < [σсм] = 230 МПа
условие проверки выполняется.
Выбор подшипников оси барабана
Диаметр оси барабана под правой опорой d = 95 мм . Выбираю подшипник шариковый радиальный сферический двухрядный Тип 1218 (ГОСТ 5720-75, Тип 1000), его параметры: D = 170 мм; d = 95 мм; В = 32 мм; С = 63700 Н; С0 = 37000 Н.
Статическая нагрузка на сферический двухрядный подшипник Q = R2 = 2345 Н.
Эквивалентная нагрузка:
Р = (X ∙ V ∙ Fr + Y ∙ Fa) ∙ Кб ∙ Кт ,
где
Fr – радиальная нагрузка, Fr = 28747 Н;
Fa – осевая нагрузка, Fa = 0,1 ∙ Fr = 0,1 ∙ 28747 = 2874 Н;
V – коэффициент вращения, V = 1 при вращении внутреннего кольца
Кб – коэффициент безопасности, Кб = 1,3;
Кт – температурный коэффициент, Кт = 1,1;
X,Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки,
тогда е = 0,27.
< е, следовательно X = 1,Y = 0.
Р = (1 ∙ 1 ∙ 28747 + 0 ∙ 2874) ∙ 1,3 ∙ 1,1 = 37371 Н.
Долговечность подшипника:
ч,
где
р – показатель степени, для шарикоподшипников р = 3.
Рекомендуемая долговечность подшипника для режима 4М Lh.рек = 6300 ч, выбранный подшипник по долговечности проходит, т.к. Lh > Lh.рек .
Установка буферного устройства грузовой тележки
В соответствии с требованием Правил Госгортехнадзора все грузоподъёмные машины, движущиеся по рельсовому пути для смягчения возможного удара об упоры или друг о друга должны быть снабжены соответствующими буферными устройствами. С этой целью применяю буферы установленные на раме тележки. Т.к. скорость передвижения тележки не более 1 м/с, то устанавливаю резиновые буферы.
Резиновые буферы весьма просты по конструкции, компактны, удобны в эксплуатации. Они имеют малую отдачу, так как 30…40% кинетической энергии движущихся масс поглощается за счёт внутреннего трения резины.
При расчёте буферных устройств допускаемое замедление грузовой тележки находится в пределах: [Казак, с.106]. Принимаю
Энергоёмкость буферов определяется из условия поглощения ими кинетической энергии грузовой тележки, наезжающей со скоростью Vб. Энергоёмкость буферного устройства зависит от вида диаграммы, выражающей зависимость усилия буфера от его хода.
Энергоёмкость резиновых буферов равна:
С = 0,5 ∙ Рmах ∙ S,
где
Рmах - максимальное усилие, действующее при ударе, Н.
S - осадка буфера, м.
Максимальное усилие:
Н,
где
mт - масса грузовой тележки, кг;
aт - допускаемое замедление, м/с2;
W - коэффициент сопротивления движению грузовой тележки,
Vб - скорость наезда на буфера, м/с. Скорость наезда Vб на буфера определяется с учётом срабатывания концевого выключателя. При установке упоров на середине пути торможения скорость грузовой тележки в момент наезда составит 0,707 от скорости, которую имела тележка в момент отключения двигателя:
.
Sп - предварительное поджатие буфера, Sп=10 мм.
n - число буферов с одной стороны, n = 2.
g – ускорение свободного падения, м/с2.
Осадка буфера:
м.
Энергоемкость буфера:
Н ∙ м.
Выбираем из стандартного ряда резиновый буфер с номинальной энергоемкостью С = 166 Н ∙ м [Гохберг 2 стр 329]. Данный буфер подходит для грузовой тележки, т.к. 89,4 Н ∙ м < 166 Н ∙ м.
1