Механизм подъема тележки мостового электрического крана

Механизм подъема тележки мостового электрического крана

Исходные данные

Механизм: тележка мостового электрического крана.

Все исходные данные сведены в таблицу 1.

Таблица 1

Режим работы крана 4М

Содержание

1. Расчет механизма подъема

.1 Выбор кинематической схемы механизма

.2 Выбор крюковой подвески

.3 Выбор каната

.4 Установка верхних блоков

.5 Установка барабана и уравнительного балансира

.6 Выбор двигателя

.7 Выбор редуктора

.8 Выбор тормоза

.9 Выбор соединительной муфты

. Расчет механизма передвижения

.1 Выбор кинематической схемы механизма

.2 Выбор колесной установки

.3 Определение сопротивлений передвижению тележки

.4 Выбор двигателя

.5 Выбор передачи

.6 Выбор тормоза

.7 Выбор соединительной муфты

. Компоновка тележки

. Проверочные расчеты механизмов

.1 Проверка двигателя механизма подъема на время разгона.

.2 Проверка двигателя механизма передвижения на время разгона

.3 Проверка времени торможения механизма передвижения

.4 Проверка колес по напряжению в контакте обода и рельса

.5 Проверка стенки барабана механизма подъема

.6 Проверка крепления каната к барабану

Библиографический список

1. Расчет механизма подъема груза

1.1 Выбор кинематической схемы механизма

При проектировании мостового крана общего назначения предпочтение отдаем кинематической схеме механизма подъема груза, в которой двигатель соединен с редуктором при помощи зубчатой муфты с промежуточным валом; роль тормозного шкива выполняет одна из полумуфт; отсутствуют открытые зубчатые передачи; концы быстроходного и тихоходного вылов редуктора выходят в одну сторону; для выравнивания длины канатов служит уравнительный блок.

Закрытая зубчатая передача меньше поддается износу и загрязнению, что особенно важно в пыльном помещении цехов.

Для передачи вращающего движения от электродвигателя к барабану и изменения скорости вращения использован двухступенчатый редуктор. Выход концов быстроходного и тихоходного валов в одну сторону позволяет компактней расположить механизм подъема на тележке.

Применение уравнительного блока позволяет использовать целый канат без дополнительных креплений на балансирах. Однако осмотр и контроль состояния каната на этом блоке вследствие малого угла поворота затруднительны. Но так как кран работает в легком режиме работы по ГОСТ25835-83, то можно применить уравнительный блок.

Рекомендуемая кратность полиспаста в зависимости от грузоподъемности U=3…4 табл.2.1 [2]. Кинематическая схема механизма подъема показана на рис. 1.1. двигатель соединен с редуктором зубчатой муфтой с промежуточным валом; роль тормозного шкива выполняет одна из полумуфт; концы быстроходного и тихоходного валов редуктора выходят в одну сторону; конец тихоходного вала редуктора имеет зубчатый венец и расточку под опорный подшипник оси барабана.

Рис.1.1 Схема механизма подъема. 1-двигатель; 2-соединительная муфта; 3-тормоз с тормозным шкивом; 4- муфта; 5- редуктор; 6- барабан; 7- неподвижные блоки; 8- крюковая подвеска 9-грузовой канат; уравнительный балансир.

1.2 Выбор крюковой подвески

Выбираем крюковую подвеску 4-20-406 по ОСТ 24.191.08-81 имеющую параметры:

Грузоподъемность, т-20

Режим работы-средний

Количество блоков-4

Диаметр блоков, мм-406

Диаметр каната, мм-14….17

Масса, кг-318

Число блоков крюковой подвески соответствует числу блоков на выбранной кинематической схеме механизма подъема, кратность полиспаста равна 4.

1.3 Выбор каната

Вес номинального груза и крюковой подвески равен

G=( m_гр+m_п)*g=(20000+318)*9,8=199116 Н

Максимальное статическое усилие в канате определим по следующей формуле:

S_max=G/( Z_к.б.*К_п*η_n),

где η_n=0,96 -коэффициент полезного действия полиспаста;

Z_к.б.=2- число ветвей каната, навиваемых на барабан;

К_п=4- кратность полиспаста._max=199116/(2*4*0,96) =25927 H.

Канат должен удовлетворять условию:

F₀ ≥ Zp*S_max,

где F₀- разрывное усилие каната в целом;=5,5 - минимальный коэффициент использования каната для режима работы 4М [1, таб.2].*S_max=5,5*25927=142599 Н,

Выбираем канат 16,5-Г-1-Н-1666 ГОСТ 2688-80;

Тип каната: ЛК-6х19(1+6+6/6)+1о.с.- стальной канат двойной свивки с линейным касанием проволок в прядях с одним органическим сердечником. F₀=147,5 кH- разрывное усилие каната в целом, F=104,61 мм²-площадь поперечного сечения, ориентировочная масса 1000 м смазанного каната 1025 кг.

,5 >142,6 - условие выполнено.

Второе условие для каната

D_бл>dк*h₁

где h₁=20 коэффициент для выбора диаметра блока, зависящий от режима работы (для 4М);_бл= 406 >16,5 *20 = 297

>330 условие выполнено.

Таким образом, существующий канат удовлетворяет данным условиям и не требует замены.

1.4 Установка верхних блоков

При установке верхних блоков должно выполнятся условие

D_бл ≥h₂ *d_k

где D_бл - диаметры блока, измеряемый по средней линии навитого канат;

h₂ - коэффициент, h₂=20 табл.11 стр.31[1].

D_бл ≥20*16,5=330 мм

Примем D₁ =336 мм

1.5 Установка барабана и уравнительного балансира

Минимальный диаметр барабана

D_бл>h₁*d_K= 18*16,5= 297 мм

где h₁- коэффициент выбора диаметра барабана к- диаметр каната, мм.

Примем ближайшее стандартное значение D_б=320 мм.

Определим число рабочих витков барабана

Zp=Lкр/(π* D_б)

Где Lкр- рабочая длинна каната соответствующая одному нарезному участку.

Lкр=Н*u_п=10*4= 40 м

Тогда Zp=40/(3,14* 0,32) =39,8

Длина одного нарезного участка

lн=t*(Zp+Zнепр+Zкр)

гдеt- шаг нарезки каната принимаем

(1,1….1,23)dк =(1,1….1,23) 15=16,5…18,5 примем t=17 мм.

Zp-число рабочих витков;

Zнепр=1,5 число неприкасаемых витков;

Zкр=3 число витков для крепления каната.

lн=17*(39,8+1,5+3) = 753 мм

Определим размер по осям крепления каната уравнительного балансира

В_вн<А_ур.б<В_вн+2*h_minур.б*tg[γ]

Где В_вн= 76 мм расстояние между блоками крюковой подвески по осям;

h_minур.б- минимальное допускаемое расстояние между осью блоков крюковой подвески и продольной осью уравнительного балансира;

h_minур.б=3*Dбл=4*406 = 1624 мм

[γ]=6⁰ Угол отклонения каната от оси ручья блока.

+2*1624*tg6= 417 мм

Примем А_ур.б=180 мм

Длину гладкого среднего участка принимаем больше ширины уравнительного балансира lo=220 мм.

Длина гладкого концевого участка примем

lк=4…5*dк=4…5*15= 60…75 мм

примем lк=60 мм.

Длина барабана

Lб=2* lн+ lo+2* lк =2* 753+ 220+2* 60 =1846 мм

Примем Lб=1850 мм

1.6 Выбор двигателя

Выбор двигателя производится по относительной продолжительности включения ПВ и по необходимой статической мощности при подъеме груза максимального веса

P_ст= 9.81*(Q+m_к)*Vп/ η_пр,

где G =20 т вес груза;

m_к=0,318 вес крюковой подвескип- скорость подъема груза (Vп=12/60=0,2 м/с);

η_пр =0,84 КПД механизма, предварительно.

Рст= 9,81*(20+0,318)*0,2/0,84 = 47,5 кВт

Расчетная мощность электродвигателя

Рр =Ки*Кз*Кр*Кв*Кпр*Рст

Где Ки=0,7 коэффициент от типа поднимаемого груза для крюкового крана;

Кз= 1 коэффициент запаса для механизмов с режимом работы М1…М5;

Кр=1,2 коэффициент использования двигателя при регулировании по таблице 13 [1];

Кв=0,95 Коэффициент относительной продолжительности включения по таблице 14[1];

Кпр=1,1 коэффициент дополнительных пусковых нагрузок по таблице 14[1];

Рр =0,7*1*1,2*0,95*1,1*47,5 = 41,7 кВт

Выберем электродвигатель типа ПНД 4МТМ280S10 имеет следующие параметры:

Номинальная мощность Nдв=45 кВт;

Число оборотов n=570 об/мин;

КПДη_дв=0,81.

Момент инерции J_р.дв=3.8 кг*м²;

Масса m_дв=715 кг,

1.7 Выбор редуктора

Частота вращения барабана

n_б= V*u_п/(π*D_б) =12*4/(3,14*0,32) =47,78 об/мин

Требуемое передаточное число редуктора

u_р= n_дв/n_б =570/47,78 = 11,93

Примем стандартное передаточное число редуктора u_р= 12,5.

Эквивалентный момент на выходном валу редуктора:

,

где  - коэффициент интенсивности режима нагружения;

 - базовое число циклов перемены напряжений;

принимаем .

Параметр  определяется формулой:

,

где K_I = 3600 - коэффициент для передач с односторонней нагрузкой (механизм подъема);

n - частота вращения тихоходного вала редуктора (барабана), с^-1;

;  1/с.

n_w - число зубчатых колес, сцепляющихся с тихоходным колесом редуктора (для мостовых кранов n_w = 1);

 - норма времени работы редуктора по ГОСТ 25835-83, ч, применяется в зависимости от класса использования.

Класс использования - A3, тогда 0.5; время работы - 18750 ч.

Максимальный вращающий момент на тихоходном валу рассчитывается по формуле:

,

где  - максимальное ускорение при пуске;

t_рmin - минимальное время разгона при пуске. В предварительных расчетах его можно принимать равным 1с.;

G_п - вес крюковой подвески;

 - КПД полиспаста и барабана соответственно.

Н∙м;

 Н∙м.

Исходя из конструктивных соображений, выбираем редуктор 1Ц2У-355 со следующими параметрами:

Допускаемый крутящий момент на тихоходном валу при ПВ 25%, Н*м-14000

Передаточное число-12,5

Масса, кг-700

Межосевое расстояние, мм-580

Параметры зубчатой муфты тихоходного вала m=7, Z=40

Консольная нагрузка на тихоходном валу при ПВ 25%, Н-40000

Угловая скорость вала двигателя

ω_дв=π*n_дв/30=3,14*570/30 59,66 рад/с

Фактическая скорость подъема груза

Vф= ω_дв *r_б/ U_мex =59,66*0,16 / (12,5*4) = 0,1906 м/с = 11,45 м/ мин

КПД механизма

η=η_р*η_б*η_с*η_м²= 0,96*0,99*0,92*0,99²=0,86

где η_р=0,96-КПД полиспаста; η_р=0,99- КПД барабана;

η_с=0,92- КПД редуктора

η_м=0,99- КПД муфты.

Фактическая скорость подъема груза отличается от заданной на

ΔV=(12-11,45)/11,45*100%= 4,8%<15% условие выполняется

Расхождение КПД

Δη= (0,87-0,86)/0,86*100%=1,2% <5% условие выполняется

1.8 Выбор тормоза

Тормозной момент тормоза должен удовлетворять условию

Тт.н ≥ Тт.р

Расчетный тормозной момент определяется по формуле

Тт.р=Кт*Тс.т,

где Кт=1,75- коэффициент запаса торможения табл. 2.6 [2] для группы режима работы 4М;

Тст.т- статический крутящий момент при торможении, создаваемый весом номинального груза на валу, на котором устанавливается тормоз.

Tcт.т= G*D_б*η/(2*U_мex),

Где η=0,86-КПД; механизма;_мех=12,5*4=50 общее передаточное число механизма с учетом кратности полиспаста.

Тст.т=199116*0,32*0,86/(2*50) =548,0 Н*м;

Т_т.р=1,75*548 =959 Н*м.

Выберем тормоз типа ТКГ-400 имеющего характеристики:

Тормозной момент, Н*м-1500

Диаметр тормозного шкива, мм-400

Масса тормоза, кг-95

Выбранный тормоз ТКГ-400 должен быть отрегулирован на тормозной момент Т_т.р=959 н*м.

1.9 Выбор соединительной муфты

Для соединения валов двигателя и редуктора выбираем тип муфты - зубчатую с промежуточным валом. Такая муфта хорошо компенсирует возможные неточности монтажа и может передавать большие крутящие моменты.

Муфты выбирают в зависимости от передаваемого вращающего момента, диаметра соединяемых валов и условий работы по формуле

М_р=К*М_к≤[М_к],

где М_р - расчетный вращающий момент;

К - коэффициент запаса прочности

К=К₁К₂К₃,

где К₁ - коэффициент, учитывающий степень ответственности соединения, К₁ =1,8 стр.42 [1];

К₂ - коэффициент режима работы, К₂ =1,4 стр.42 [1];

К₃ -коэффициент углового смещения, К₃=1,25 для зубчатых муфт 2-ого типа.

К=К₁К₂К₃=1,8*1,4*1,25 =3,15

М_к - максимальный момент на быстроходном валу.

На быстроходном валу М_к =753,9 Н*м

М_р=К*М_к=3,15*753,9=2375Н*м - быстроходный вал.

[М_к] - допускаемый вращающий момент, который способна передать муфта.

Выбираем муфту позиция 4 рис.1.1 тип МЗП-4/4 по ГОСТ 5006-55 - для соединения валов с применением промежуточного вала

муфта 2-5600-65-2-60-2У2 ГОСТ 5006-83 табл. стр.89[3]

Диаметр конца выходного вала двигателя 65мм;

Диаметр промежуточного вала 60мм.

Масса 48 кг;

Момент инерции муфты 0,62 кг*м².

Выбираем муфту с тормозным шкивом позиция 3 рис.1.1 тип МЗП-4 по ГОСТ 5006-55 - для соединения валов с применением промежуточного вала

Диаметр тормозного шкива 400мм, ширина тормозного шкива 185 мм, масса муфты 68кг, наибольший передаваемый момент 5600 Н*м, момент инерции муфты 1,75 кг*м².

Уточнение момента инерции муфт

Т.к. на муфте быстроходного вала устанавливается тормозной шкив, следовательно момент инерции изменится и будет равен:

J_мб= 0,62+1,75 =2,37 кг*м²

2. Расчет механизма передвижения

.1 Выбор кинематической схемы

При выборе кинематической схемы механизма передвижения тележки отдаем предпочтение схеме, имеющей боковой привод с тихоходным трансмиссионным валом и применением вертикальных редукторов типа Ц3вк, ВК и ВКУ. Ее достоинством является малая трудоемкость работ по выверке и центровке редуктора и не требует устройства специальных опорных площадок под редуктор на раме тележки. Выбранная схема изображена на рис. 2.1.

Рис. 2.1. Кинематическая схема механизма передвижения тележки

2.2 Выбор колесной установки

Определим максимально статическую нагрузку на колесо

P_k.max=[(Gr+Gт) / Z]*K_H,

где Gг= 199,1 кН- вес номинального груза; _T- вес тележки; =4- число колес;

Кн=1,25- коэффициент неравномерности распределения нагрузки на колеса.

Вес тележки определим по формуле

Gт= (0,25…0,35)* G=(0,25…0,35)* 199,1 =49,7….69,7 кН

Примем Gт = 55 кН

ТогдаP_k.max = ((199,1+55) / 4)*1,25=79,4 кН

По диаметру колеса выбираем стандартные колесные установки приводную К2РП-320 исполнение 1 конец вала со шпонкой, и не приводную К2РН-320 имеющие параметры:

Диаметр колеса, мм-320

Диаметр вала, мм-55

Диаметр цапфы вала, мм-70

Ширина, мм-80

Число реборд-2

Масса, кг

Приводного-85

Не приводного-77

Форма поверхности катания - цилиндрическая

По табл. 2.11 [1] выбираем рельс Р43 по ГОСТ 7173-54._k.max=79,4 кН ≤ Р_доп=100 кН

2.3 Определение сопротивлений передвижению тележки

тележка мостовой электрический кран

Полное сопротивление, W, кН, передвижению тележки в период разгона включает в себя следующие составляющие:

W=Wт.p+ Wy+ Wв+ Wин+Wгиб,

где Wтp- сопротивление, создаваемое силами трения;уклон пути;в- ветром(при работе на открытом воздухе);ин - инерцией вращающихся и поступательно движущихся масс тележки;гиб - раскачиванием груза на гибкой подвеске.

Wтp=(Gт+ Gг)*(2*μ+f * d_ц)*Кдоп / Dк,

где Gт=55 кН, Gг=199,1 кН- соответственно вес тележки и вес номинального груза;

μ =0,4 мм- коэффициент трения качения колес по рельсу табл. 2.13[1];=0,015- коэффициент трения в подшипниках колес табл. 2.13[1];_ц=70 мм- диаметр цапфы вала колеса; _K=320 мм- диаметр колеса;

К_доп=2,0- коэффициент дополнительных сопротивлений (трение реборд);тр=(55+199,1)*(2*0,4+0,015*70)*2,0/320 =2,94 кH.

Wy=α*(Gт+ Gг),

где α = 0,002- уклон рельсового пути для тележек.=0,002*(55+199,1) =0,51 кН;в=0 - при работе крана в помещении.ин= δ*m_nocт*a,

где δ=1,25- коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся масс, стр.41[1];_nocт=6,6 т- масса поступательно движущейся тележки;=(0,5-1,0)*[a]=0,1 м/с²- ускорение при разгоне ([а]- допускаемое ускорение) стр. 41[1];ин =1,25*5,6*0,1=0,70 кН.

Wгиб = (m_гp+m_п)*a = (20+0,4)*0,1=2,04 кН.

Отсюда получаем, что W=2,94+0,51+0,7+2,04 =6,19 кН.

2.4 Выбор двигателя

Необходимая мощность двигателя определяется по формуле [5, стр. 37]:

N=W*Vт/(η_м*φ_cp.п),

где Vт- скорость тележки (Vт=30/60 =0,5 м/с);

η_м =0,85- предварительное значение КПД механизма;

φ_cp.п =1,5-1,6=1,55- кратность средне-пускового момента двигателя по отношению к номинальному, для асинхронных двигателей с фазным ротором(МТF, МТН).=6,19*0,5/(0,85*1,55) =2,35 кВт

По требуемой мощности и относительной продолжительности включения ПВ=15% табл.А стр.88 [1] выбираем крановый электродвигатель серии MTF с фазным ротором MTF 012-6 ближайшей большей стандартной мощностью N_дв=3,1кВт.

Выбранный двигатель типа МТF 012-6, имеющий параметры:

Номинальная мощность N_дв =3,1кВт

Максимальный момент Т_{дв max}=5,7Нм

Относительная продолжительность включения ПВ_дв=15%

Частота вращения n_дв =785об/мин

Момент инерции ротора J_р.дв.=0,029кгм²

Диаметр конца вала d_в.дв=28мм;

Масса двигателя m_дв=58кг.

2.5 Выбор передачи

Выбор типоразмера редуктора осуществляется по эквивалентному вращающему моменту на выходном валу с учетом режима работы и передаточному числу.

Определим частоту вращения колеса

n_к=V/(π*D)= 30/(3,14*0,32) = 29,84 об/мин

Требуемое передаточное число редуктора

U=n_дв/n_к =785/29,84 = 26,3

Примем стандартное передаточное число редуктора U=25

Максимальный вращающий момент на выходном валу редуктора:

;

 кН*м

Эквивалентный момент на выходном валу редуктора:

,

где  - коэффициент интенсивности режима нагружения;

 - базовое число циклов перемены напряжений; принимаем .

Параметр  определяется формулой:

,

где K_I = 1800 - коэффициент для механизма передвижения тележки;

n - частота вращения тихоходного вала редуктора (барабана), с^-1;

;  1/с.

n_w - число зубчатых колес, сцепляющихся с тихоходным колесом редуктора (для мостовых кранов n_w = 1);

 - норма времени работы редуктора по ГОСТ 25835-83, ч, применяется в зависимости от класса использования.

Класс использования - A3, тогда 0,5; время работы - 18750 ч.

 кН*м.

По всем рассчитанным параметрам выбираем цилиндрический трехступенчатый редуктор типа 1ЦЗУвк-160 с параметрами:

вращающий момент на тихоходном валу М_Т = 1000 Н*м, U = 25, масса редуктора m = 109 кг.

Условие Мт=1000 Н*м > Ме=980 Н*м выполняется

Определим фактическую скорость передвижения тележки

V_пер.т=ω_дв*r_к/U_мех=3,14*785*0,16/(30*25) =0,53 м/с = 31,8 м /мин

Расхождение с заданной скоростью передвижения составляет

ΔV=(31,8-30)/30*100%= 6,0%<15% условие выполняется

2.6 Выбор тормоза

Согласно правилам ГГТН РФ в данном механизме передвижения должен быть установлен тормоз, т.к. тележка, предназначенная для работы в помещении на надземном рельсовом пути, перемещается со скоростью больше 0,2 м/с (V_т = 0,5 м/с).

Расчетный тормозной момент механизма при работе крана в закрытом помещении определяется для движения без груза под уклон в предположении, что реборды колес не задевают заголовки рельсов:

Т_т.р.мех=Т_у.о+ Т_ин.о- Т_тр.о,

где Т_у.о, Т_ин.о, Т_тр.о - соответственно моменты, создаваемые уклоном, инерцией и силами трения, приведенные к валу тормоза.

T_y.o=W_y._oD_кη_мех/(2U_p);_ин.o=W_ин._oD_кη_мех/(2U_p);_тр.o=W_тр._oDк/(2Up η_мех);

где η_мех - КПД механизма;

W_y.о., W_ин.о, W_тр.о- сопротивления передвижению тележки без груза, создаваемые уклоном, инерцией и трением соответственно.

W_y.o=α*G_T=0,002*55=0,11 кН;

W_ин.о=δ*m_т*a= 1,25*5,6*0,1 =0,7 кН;

W_τp.о=G_т*(2μ+fd_ц)*K_трол/D_к=55*(2*0,4+0,015*70)*1,25/320 =0,40 кH,

где К_тр<ш=1,25- коэффициент, учитывающий сопротивление движению тележки от троллейного токопровода.

Т_у.о=110*0,32*0,89/(2*20) =0,78 Н*м;

Т_ин.о=700*0,32*0,89/(2*20) =4,98 Н*м;

Т_тр.о=400*0,32/(2*20*0,89) =3,60 Н*м;

Т_т.р.мех=0,78+4,98 -3,60 =2,16 Н*м.

По тормозному моменту выберем тормоз ТКГ-160-У2-50-380-40 ОСТ 24.290.08-82 имеющего характеристики:

Тормозной момент, Н*м-100

Диаметр тормозного шкива, мм-160

Масса тормоза, кг-25

Тормозной шкив имеет следующие параметры:

Диаметр тормозного шкива, мм-160

Ширина тормозного шкива, мм-70

Масса, кг-6,9

Момент инерции, кг*м²-0,15

2.7 Выбор соединительных муфт

M_к=W*D_к/(2* U_мex* η)=6190*0,32/(2*25*0,89) =44,5 Н*м

Для соединения валов двигателя и редуктора выбираем тип муфты МЗ муфты для соединения валов с применением промежуточного вала, ГОСТ 5006-55.

Муфты выбирают в зависимости от передаваемого вращающего момента, диаметра соединяемых валов и условий работы по формуле

М_р=К*М_к≤[М_к],

где М_р - расчетный вращающий момент;

К - коэффициент запаса прочности

К=К₁К₂К₃,

где К₁ - коэффициент, учитывающий степень ответственности соединения, К₁ =1,2 стр.42[1];

К₂ - коэффициент режима работы, К₂ =1,3 стр.42 [1];

К₃ -коэффициент углового смещения, К₃=1,25.

К=К₁К₂К₃=1,2*1,3*1,25=1,95.

М_к - максимальный момент

М_р=К*М_к=1,95*44,5 =86,8 Н*м - быстроходный вал.

М_р=К*М_к=1,95*980 = 1911 Н*м - тихоходный вал.

[М_к] - допускаемый вращающий момент, который способна передать муфта.

Для быстроходного вала выбираем муфту МЗП 2/2 тип 2 имеющую характеристики:

Крутящий момент, Н*м-710

Масса, кг-16

Для тихоходного вала выбираем муфту МЗП 6/6 тип 2 имеющую характеристики:

Крутящий момент, Н*м-11800

Масса, кг-80

3. Компоновка тележки мостового крана

Примем за начало координат точку пересечения продольной оси барабана (XX) и ось симметрии колеи тележки (УУ), расположение оборудования показано на рис. 3.1. Координаты центров тяжести и веса оборудования заносим в таблицу 3.1.

Определим координаты центра тяжести порожней тележки:

X_T=ΣG_iX_i/ΣG_i; У_т=ΣG_iУ_i/ΣG_i,

где g_i- вес отдельных сборочных единиц;

Х_i, У_i- координаты точек их приложения (занесем в таблицу 3.1).

После вычислений на ПК

X_T= -22,3 мм, У_т= +3,4 мм

Центра тяжести груза- Х_гр=0 мм, У_гр=0,05 мм.

Определим нагрузки на ходовые колеса тележки в порожнем состоянии

Таблица 3.1

Рис. 3.1 Компоновка привода

Р_1Т=(G_Т/4)*[1+2У'_Т/В_Т+2Х'_Т/L_Т]=19193 Н

Р_2Т=(G_Т/4)*[1+2У'_Т/В_Т+2Х'_Т/L_Т]=19058 Н

Р`_1Т=(G_Т/4)*[1+2У'_Т/В_Т+2Х'_Т/L_Т]=19983 Н

Р`_2Т=(G_Т/4)*[1+2У'_Т/В_Т+2Х'_Т/L_Т]=19848 Н

Определим нагрузки на ходовые колеса тележки от веса номинального груза:

Р_1G=[(G+G_п)/4]*(1+2У_гр/В_Т+2Х_гр/ L_T)= 48027 H;

Р_2G=[(G+G_п)/4]*(1-2У_гр/В_Т+2Х_гр/ L_T)= 48027 Н;

Р'_1G=[(G+G_п)/4]*(1+2У_гр/В_Т-2Х_гр/ L_T)= 53083 Н;

P'_2G=[(G+G_п)/4]*(1+2У_гр/В_Т+2Х_гр/L_T)= 53083 Н.

Суммарные статические нагрузки на колеса:

Р₁=Р_1Т+Р_1G =67220 H;

Р₂= Р_2Т+Р_2G =67085 H;

Р'₁=Р'_1Т+Р'_G =73066 H.

Р'₂=Р'_2Т+Р'_2G =72931 Н

Максимальная разница в статической нагрузке

ДС1=(73066 -67220)/ 67220*100 =8,7 %. <15 %

Максимальная разница в статической нагрузке не превышает 15%, что является допустимым

4. Проверочные расчеты

.1 Проверка двигателя механизма подъема на время разгона

Проверим двигатель механизма подъема на время разгона.

t_р.факт=ω_дв*J_мех.р/(T_п.ср-T_ст.р),

где ω_дв- угловая скорость двигателя, рад/с;

J_мех.р -приведенный к валу двигателя момент инерции при разгоне всех движущихся частей механизма, кг*м²;

Т_п.ср- среднепусковой момент двигателя, Н*м;

Т_ст.р- момент статических сопротивлений при разгоне, приведенный к валу двигателя, Н*м.

Т_п.ср=Т_дв.н*ψ_п.ср,

где ψ_п.ср- кратность среднепускового момента; для выбранного нами типа двигателя принимаем ψ_п.ср =1,5.

Т_дв.н=N_дв/ ω_дв=45*10³/59,6 =755 Н*м;

T_п.ср=755*1,5=1132,5 Н*м;

J_мex.p= J_вp+J_пост.р,

где Jвp- момент инерции при разгоне всех вращающихся частей механизма, приведенный к валу двигателя.

Jвp =γ* J₁,

где γ=1,1...1,2- коэффициент учета инерции вращающихся масс; примем γ=1,1;

J₁ -момент инерции вращающихся масс, расположенных на одном валу.

J₁=J_р.дв+J_м + J_м +J_т.ш,

где J_р.дв=3,8 кг*м²- момент инерции ротора двигателя;

J_м=0,62 кг*м²- момент инерции муфт;

J_т.ш=5,8 кг*м²- момент инерции тормозного шкива.

J₁=3,8+0,62+0,62+5,8 =10,8 кг*м²;

J_вр=1,1*10,8 =11,88 кг*м²;.

J_пост.р=m_пост*r_б/(U²_мех*η_мех),

Где m_пост= m_п m_uh- масса подвески и груза соответственно;

r_б - радиус барабана по средней линии навитого каната.

J_пост.р =(20000+350)*0,16²/(50²*0,87) =1,51 кг*м²;

Т_ст.р =G* r_б /(U²_мех*η_мех);

Т_ст.р=199100*0,16/(50²*0,87) =14,6 Н*м;

t_р.факт=59,7*(11,88+1,51)/(1132,5-14,6) =0,72 с.

Среднее ускорение груза при данном времени разгона равно

a=V_п/t_р.факт =0,1906/0,72 =0,26 м/с².

Полученное ускорение попадает в допустимые пределы [a]=0,5…0,1 м/с², следовательно условие выполняется.

4.2 Проверка двигателя механизма передвижения на время разгона

Момент инерции всех вращающихся частей на быстроходном валу механизма равно

J₁= J_т.ш+ J_р.дв+ J_м=0,06*2+0,029+0,15 =0,299 кг*м².

Момент инерции при разгоне всех вращающихся частей механизма, приведенный к валу двигателя равен

J_вр= γ*J₁=l,1*0,299=0,33 кг*м².

Момент инерции при разгоне поступательно движущихся масс механизма равно

J_пост.р=m_пост*r_к²/(U²_мех*η_мех),

где m_пост= m_т+ m_гр=7960+20000 =27960 кг;

J_пост.р =27960*0,16²/(25²*0,89) =1,29 кг*м².

Приведенный к валу двигателя момент инерции при разгоне всех движущихся частей механизма равно

J_мех.р = J_вр+ J_пост.р=0,33+1,29 = 1,62 кг*м².

Среднепусковой момент двигателя равен

Т_п.ср=Т_дв.н*ψ_п.ср=(N_дв/w_дв)* ψ_п.ср =(3100/82,2)*1,5 =56,6 Н*м.

Статическое сопротивление равно

W_ст=W_тp+ W_y+ W_в=2,94+0,51+0 =3,45 кН.

Момент статических сопротивлений при разгоне, приведенных к валу двигателя равен

T_ст.р=W_ст*r_к( U_мех*η_мех)=3450*0,16/(25*0,89) =24,8 Н*м;

t_р.факт=ω_дв*J_мех.р/( T_п.ср- T_ст.р)=82,2*1,62/(56,6-24,8) =4,19 с.

Данное значение близко к рекомендуемому 5...6 с [1, стр. 89].

Среднее ускорение при разгоне равен

о a=V_пep/ t_р.факт =0,53/4,19 =0,13 м/с².

4.3 Проверка времени торможения механизма передвижения

Время торможения должно быть примерно равным времени разгона

t_т≈t_р.факт;

t_т=ω_дв*J_мех.т/( T_т.р.мех- T_ст.т)

где J_мех.т - момент инерции всех движущихся масс механизма и поступательно движущихся объектов при торможении, приведенный к первому валу механизма;

T_ст.т- момент статических сопротивлений при торможении, приведенный к первому валу двигателя.

J_мех.т =J_вр+J_пост.т

J_пост.т= m_пост*r²_к*η_мех/U²_мех

J_пост.т = 27960*0,16²*0,89/25² =1,02 кг*м²;

J_мех.т = 0,33+1,02=1,35 кг*м²

Статическое сопротивление при торможении определяется по формуле

W_ст.т=W'_тр -W_y- W_в

где W'_тр =G_пoст*(2μ-fd_ц)/D_к=277,2*(2*0,4+0_,015*70)/320 =1,60 кH

W_ст.т=1,6-0,51-0 =1,09 кН;

Момент статических сопротивлений при торможении, приведенный к первому валу механизма определим по формуле

Т_ст.т =W _ст.т*r_к/(η_мех*U_мех);

Т_ст.т=1090*0,16/(0,89*25) = 7,84 Н*м.

t_т= 82,2*1,35/(16,2+7,84) =4,6 c.

Данное значение близко к рекомендуемому 5...6 с [2, стр. 89].

4.4 Проверка колес по напряжению в контакте обода и рельса

Колеса проверяем по напряжению в контакте обода и рельса. Материал колес сталь 75 НВ=300, [σ_o]=800 МПа, находим контактные напряжения

σ=7500*k*k₁*(k_д*P/D²)^⅓,

где k=0,137- коэффициент, зависящий от отношения радиуса закругления головки рельс R к диаметру колеса, R/D=200/320=0,625 [1, таб. 5.3];

k₁=l,05- коэффициент учитывающий влияние касательной нагрузки на напряжения в контакте [1, таб. 5.5];

к_д- коэффициент динамичности пары «колесо-рельс»;

к_д=1+а*V,

где а - коэффициент, зависящий от жесткости кранового пути [1, таб. 5.4],

V- скорость тележки;

к_д=1+0,15*0,53=1,08;

Р=74,440 кН- максимальная статическая нагрузка на колесо;

D=32 см- диметр колеса;

σ =7500*0,137*1,05*(1,08*73,066/32²) ^⅓ =462,0 МПа.

Контактные напряжения σ не должны превышать допускаемые напряжения [σ_N] при приведенном за срок службы числе оборотов колеса N:

[σ_N] =[σ_o] *(10⁴/Н)^1/9.

Приведенное и полное число оборотов колеса за срок службы определяют по формулам [1,5.15]:

Н=Ө*Н_с;

N_c=36*10⁴(V_c/(π*D))T_мaш.

V_c=β*V,

Где V=0,53 м/с- номинальная скорость передвижения;

β - коэффициент, зависящий от отношения времени неустановившегося движения t_H к полному времени передвижения t[l, стр.99]:

t_н/t=0,2, следовательно β =0,9;

V_c =0,9*0,53 =0,477 м/с.

Т_маш⁼3200 часов-машинное время работы колеса за срок службы [1, таб. 5.7].

N_c=36*10⁴(0,477/(3,14*32))*3200 = 5,47*10⁶.

Значение Ө можно принять в зависимости от отношения минимальной нагрузки на колесо P_min к максимальной нагрузке Р_mах[1, стр.99]:

P_min/ P_max=21,578/74,44 ≈0,29 следовательно Ө =0,16

Н=0,16*5,47* 10⁶ =0,88* 10⁶.

[σ_N] =800*(10⁴/0,88*10⁶)^1/9=486,5 Mпa.

Значение σ=462 мПа <[σ_N]=486,5 мПа, следовательно, условие прочности выполняется, и колеса замене не подлежат.

4.5 Проверка стенки барабана механизма подъема

Принимая в качестве материала барабана сталь 35Л СЧ18, для которого [σ]_сж=137 МПа; расстояние между соседними витками каната t=17 мм.

Определим требуемую толщину цилиндрической стенки барабана по формуле [1, 5.1]:

δ=0,95*S_max/(t*[σ]_cж)=0,95*25972/(0,017*137*10⁶) =0,011 м.

Определим значение коэффициента ψ, учитывающего влияние деформаций стенки барабана и каната [1, 5,2]:

Ψ=[1+Ек*Fк/(Е_б *δ*t)]^-½,

Где Е_к=88260 МПа- модуль упругости каната с органическим сердечником [1, стр. 93];

F_к=86,28*10^-6 мм - площадь поперечного сечения всех проволок каната;

Е_б =205,8 МПа- модуль упругости стенки стальных барабанов;

Ψ =[1+88260*10⁶ *86,28*10^-6/(250800*10⁶*0,011*0,017)] ^-½ =2,5

Так как L_б/D_б0=1850/320 =5,8>2 и

(L_б/D_б0)*(d_к/D_б0)=(1850/320)*(15/320 )=0,27

то допускаемые напряжения смятия необходимо понизить [1, стр.93-94] на С=0,07*5/0,1=3,5%.

Тогда [σ]_сж=137-137*3,5/100=132,2 МПа.

С учетом уточнений толщина цилиндрической стенки барабана определяем зависимостью [1, 5.3]:

δ =1,07 *Ψ* S_max/(t*[σ]_cж)=1,07*2,5*25972/(0,017*132,2*10⁶) =0,031м

Из условия технологии изготовления барабана толщина стенки должна быть не менее:

δ=0,01*Dб+0,003=0,01*0,320+0,003=0,0062 м.

Учитывая, что стенка барабана в процессе работы изнашивается примем δ=35 мм.

4.6 Проверка крепления каната к барабану

На данном кране применен способ крепления прижимными планками с полукруглыми пазами, прижимающими два соседних витка (рис. 3.2). Крепление каната осуществляется 2 планками на каждый конец каната.

Определим суммарное усилие растяжения болтов, прижимающих канат барабану, по формуле [1] 5.6:

P=2S_max/[f(l+l/sinγ)(e^2πf+l)e^fα],

где f=0,l- минимальный коэффициент трения между канатом и барабаном;

γ=40°- угол наклона боковой грани трапециевидного выреза в планке к вертикали;

α=4π- угол обхвата барабана неприкосновенными витками.

Рис. 4.1 схема крепления каната

Р=2*25972/[0,1(1+1/sin40⁰)(е^2π0,1+1)е^0,1*4π]=20124 Н.

Диаметр шпильки 20 мм, материал шпилек ВСт3сп (σ_тек=230 МПа). Тогда допускаемые растяжения в болте [1, 5.8]:

[σ]_р= σ_тек/2,5=92 МПа.

Необходимое число болтов будет равно [1, 5.7]:

Z=[1,3*k*P/([σ]р*d₁²/4]+P*f₁*l*k /([σ]_р*0,1*d₁³),

где k=l,5- минимальный коэффициент запаса надежности крепления каната к барабану; d₁=0,0175 м- внутренний диаметр резьбы шпильки;

f₁=f /sinγ=0,155- приведенный коэффициент трения между канатом и поверхностью планки;

=0,031 м- расстояние от дна канавки до верхней плоскости прижимной планки.

z=[1,3*1,5*20124/(92*10⁶*3,14*0,0175²/4)]+[20124*0,155*0,031*1,5/(92*10⁶* *01*0,0175³)]=2,1

Принимаем число крепежных болтов z=3.

Список литературы

1. Проектирование механизмов мостовых кранов. Учебное пособие Ю.В. Наварский. Екатеринбург УГТУ-УПИ. 2009.Казак С.А. и другие.

. Курсовое проектирование грузоподъемных машин. - М. Высшая школа, 1989.

. Гохберг М.М. Справочник по кранам в 2^х томах. Том 1. Характеристики материалов и нагрузок. Основы расчета кранов, их приводов и металлических конструкций. - Л. Машиностроение, 1988.

. Гохберг М.М. Справочник по кранам в 2^х томах. Том 2. Характеристики и конструктивные схемы кранов. Крановые механизмы, их детали и узлы. Техническая эксплуатация кранов. - Л. Машиностроение, 1988.

.        Александров М.П. Грузоподъемные машины: Учебник для вузов. Москва: Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана, Высш. школа