Разработка башенного крана

Содержание

Введение

1. Назначение и устройство крана

2. Расчёт механизма подъёма груза

2.1 Выбор кинематической схемы

2.2 Выбор крюковой подвески

2.3 Выбор каната

2.4 Определение основных размеров барабана

2.5 Выбор двигателя

2.6 Выбор редуктора и определение параметров передачи

2.7 Выбор муфты и тормоза

2.8 Проверочные расчёты

2.8.1 Проверка двигателя на время разгона

2.8.2 Проверка двигателя на время торможения

2.8.2 Проверка двигателя на нагрев

3. Расчёт механизма передвижения крана

3.1 Выбор кинематической схемы

3.2 Определение статической нагрузки на ходовые колёса

3.3 Выбор колёс и рельсов

3.3 Определение сопротивлений передвижению крана

3.5 Выбор двигателя

3.6 Выбор передачи

3.7 Выбор муфт и тормоза

3.8 Проверочные расчёты

3.8.1 Проверка двигателя на время разгона и торможения

3.8.2 Проверка двигателя на нагрев

4. Расчёт механизма передвижения тележки

4.1 Выбор кинематической схемы

4.2 Определение статической нагрузки на ходовые колёса

4.3 Выбор колёс и рельсов

4.4 Определение сопротивлений передвижению тележки

4.5 Выбор двигателя

4.6 Выбор передачи

4.7 Выбор муфт и тормоза

4.8 Проверочные расчёты

4.8.1 Проверка двигателя на время разгона и торможения

4.8.2 Проверка двигателя на нагрев

Список литературы

Введение

В процессе подготовки будущего инженера к самостоятельному решению технических и производственных задач одно из ведущих мест принадлежит курсовому проектированию.

Цель данного курсового проекта - закрепить и обобщить теоретический материал, изложенный в курсе "Подъёмно-транспортные механизмы”.

Грузоподъёмные машины применяются во всех отраслях народного хозяйства. В них используются различные механизмы, приводы, металлоконструкции и др. очень чётко выявляются действия нагрузок, особенно динамических.

Как и любая отрасль машиностроения, краностроение имеет свою специфику. Особо следует отметить то обстоятельство, что, являясь своеобразным аккумулятором энергии, крановые устройства представляют собой источник повышенной опасности, что также связано с необходимостью знать основы их расчёта и постоянным повышением точности этих расчётов.

Любое проектирование основано на максимальном использовании существующих конструкций, их улучшении и усовершенствовании. В данной работе проектируется башенный кран грузоподъёмностью 25 тонн.

башенный кран подъем груз

1. Назначение и устройство крана

Башенный кран является одним из основных грузоподъемных устройств, применяемых для производства строительно-монтажных работ в жилищном, промышленном, гидротехническом, энергетическом и других строительствах. В жилищном строительстве применяют кран грузоподъемностью 5….12,5 и до 25 т для подъема и монтажа элементов зданий, подачи строительных материалов и перемещения других грузов. Используемые в промышленном строительстве при монтаже конструкций и тяжелого промышленного оборудования башенный кран имеет грузоподъемность до 50 т и даже до 250 т. Башенный кран средней и большой грузоподъемностью имеет переменную (ступенчатую) или уменьшающуюся с увеличением вылета крюка грузоподъемность, определяемую приблизительным постоянством грузового момента с учетом момента от веса стрелы. Широкое распространение башенного крана в строительстве определяет его высокую маневренность, а также большим подстреловым пространством.

В зависимости от конструктивного исполнения башенные краны классифицируются по следующим основным признакам: по типу металлоконструкций основных элементов - на краны с решетчатыми и трубчатыми элементами; по способу изменения вылета крюка - на краны с изменением вылета наклона стрелы и краны с изменением вылета путем передвижения каретки по горизонтальной стреле; по типу вращающихся элементов - на краны с поворотной башней и поворотной головкой (стрелой).

2. Расчёт механизма подъёма груза

2.1 Выбор кинематической схемы

1 - вал электродвигателя; 2 - муфта; 3 - тормоз; 4 - редуктор; 5 - сферический подшипник; 6 - ось; 7 - барабан.

Рисунок 1 - Кинематическая схема механизма подъёма груза.

Все передачи помещены в редуктор. Соединение вала этого редуктора с барабаном осуществляется при помощи специальной зубчатой муфты. При серийном производстве кранов такая схема позволяет производить блочную сборку узлов тележки, используя типовые редукторы и узлы, что значительно упрощает изготовление и сборку механизмов на заводе. Недостаток этой схемы - малая доступность для осмотра узла соединения редуктора с барабаном.

2.2 Выбор крюковой подвески

Исходя из заданного тяжелый (2М) режима работы механизма и грузоподъёмности крана по ГОСТ 6627-74 выбирается заготовка однорогого крюка № 20 [2]. В качестве материала крюка принята сталь 20 с пределом прочности МПа и пределом текучести Мпа. Запас прочности [n] = 1,2. Допускаемые напряжения на разрыв [] = 70 МПа.

По таблице 1 принимаем сдвоенный двукратный полиспаст.

Таблица 1 - Рекомендуемая кратность полиспастов

Простой полиспаст		Сдвоенный полиспаст
Грузоподъемность, т	Кратность одного полиспаста	Грузоподъемность, т	Кратность одного полиспаста
До 1	1…2	До 8	2
1,25…6,3	2…3	10…16	2…3
8…16	3…4	20…32	3…4
20…32	5…6	40…50	4…5

2.3 Выбор каната

Канат выбирается по максимальному статическому усилию

где G - вес номинального груза с весом крюковой подвески, Н;

z_КБ - число ветвей, навиваемых на барабан, z_КБ = 2;

u_п - кратность полиспаста, u_п = 4;

h_n - КПД полиспаста, h_n = 0,94;

h_{н. бл. -} КПД направляющих блоков, h_{н. бл} = 1;

k - коэффициент запаса (таблица 2), k = 6,0.

 

 кН.

Таблица 2 - Наименьший допускаемый коэффициент запаса прочности  стальных канатов k по правилам Госгортехнадзора

Назначение канатов	Привод механизма	Режим работы	k
Грузовые и стреловые	Ручной		4,0
	Машинный	Легкий	5,0
		Средний	5,5
		Тяжелый	6,0
		Весьма тяжелый	6,0

С учетом данных таблицы 3 выбираем по ГОСТ 2688-80 канат двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6´19 (1+6+6/6+1о. с) диаметром d = 11,5 мм, имеющий при маркировочной группе проволок 1568 МПа разрывное усилие S = 717 кН.

 

Таблица 3 - Канаты, рекомендуемые для грузоподъемных машин

ГОСТ	Диаметр каната, мм
	Для кранов	Для лифтов	Для талей
2688-80	8,3…42	-	4,1…15
3069-80	-	-	3,7…5,9
3077-80	-	11,5…25,4	-
3079-80	35…62	-	-
7665-80	8,1…45	11,5…25,5	8,1…16
7668-80	18…46,5	-	-
7670-60	8,3…34	-	-

Канат грузовой (Г), первой марки (1), из проволоки с оцинкованным покрытием (С), правой крестовой свивки (-), нераскручивающийся (Н):

Канат - 15 - Г - 1 - I - С - Н - 1568 ГОСТ 2688-80.

2.4 Определение основных размеров барабана

Требуемый диаметр барабана по средней линии навитого стального каната (рисунок 2)

 

D = de,

где

d - диаметр каната, мм;

е - коэффициент, зависящий от типа машины, привода механизма и режима работы механизма (таблица 4).

D = 11,5 ∙ 30 = 345мм.

Принимаем диаметр барабана D = 335 мм.

Таблица 4 - Наименьшие допускаемые значения коэффициента e по  правилам Госгортехнадзора

Тип грузоподъемной машины	Тип привода механизма	Режим работы механизма	e
Грузоподъемные машины всех типов за исключением стреловых кранов, электроталей и лебедок	Ручной	-	18
	Машинный	Легкий	20
		Средний	25
		Тяжелый	30
		Весьма тяжелый	35

Рисунок 2 - Профиль канавок на барабане

Длина каната, навиваемого на барабан с одного полиспаста

, м,

где Н - высота подъёма груза;

u_n - кратность полиспаста;

м.

Число рабочих витков барабана

;

Принимая Z_непр = 2 - число неприкосновенных витков и Z_кр = 3 - число витков для крепления конца каната, а также шаг нарезки t = 1,165d = 19 мм, определяем длину одного нарезного участка

 

L_н = t (Z_р + Z_непр + Z_кр) = 19∙ (105 + 2 + 3) = 2090 мм.

 

Длина гладкого среднего участка принимается равной L₀ = 160 мм [1].

Длина гладкого концевого участка равна

_к = (4.5) d = 330 мм.

Таким образом общая длина барабана равна

L_б = 2L_н + L₀ + 2L_к, мм, [3]

L_б = 2∙2090 + 160 +2∙330 = 4894 мм.

Минимальная толщина стенки литого чугунного барабана должна быть не менее

Принимаем  = 16 мм [1].

2.5 Выбор двигателя

 

Определяем статическую мощность двигателя механизма подъёма груза

 кВт,

где G - вес поднимаемого груза и крюковой подвески, кН;

v - скорость подъёма груза, м/с;

η - КПД механизма, предварительно принимаем η = 0,82;

 кВт.

Номинальная мощность двигателя принимается равной или несколько меньшей (с учётом коэффициента использования мощности) расчетной статической мощности.

Выбираем крановый электродвигатель MTF 412-6, имеющий при ПВ = 60 % номинальную мощность P_ном. = 40 кВт и частоту вращения n = 975 мин^-1. Момент инерции ротора I_p = 0,625 кг·м², максимальный пусковой момент двигателя T_max = 950 Н·м [1].

2.6 Выбор редуктора и определение параметров передачи

Частота вращения барабана

 мин^-1,

 

где u_n - кратность полиспаста;

D - диаметр барабана, м.

Требуемое передаточное отношение редуктора

Расчетная мощность редуктора

 кВт,

где k_p - коэффициент, учитывающий условия работы редуктора;

Р - наибольшая мощность, передаваемая редуктором при нормально протекающем процессе работы механизма; Р = Р_с.

Выбираем редуктор по передаточному числу и мощности: цилиндрический, двухступенчатый, горизонтальный, крановый типоразмера КЦ2-750 с передаточным числом u_р = 182 и мощностью на быстроходном валу при среднем режиме работы Р_р = 35 кВт [1].

2.7 Выбор муфты и тормоза

Момент статического сопротивления на валу двигателя в период пуска

, Н×м,

где F_б - усилие в грузоподъёмном канате набегающем на барабан, Н;

z - число полиспастов в системе (число ветвей каната, наматываемых на барабан), z = 2;

D_б - диаметр барабана лебедки подъёма, м;

u - общее передаточное число привода механизма;

h_б - КПД барабана, h_б = 0,94;

h_пр - КПД привода барабана, h_пр = 0,9;

,

кН,

кН×м.

Расчетный момент для выбора соединительной муфты

, Н×м,

где k₁ - коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма (таблица 5);

k₂ - коэффициент, учитывающий режим работы механизма (таблица 5).

кН×м.

Таблица 5 - Значения коэффициентов k₁ и k₂

Наименование механизма	k1	k2 при режимах
		Л	С	Т	ВТ
Подъема	1,3	1,1	1,2	1,3	1,5
Передвижения	1,2
Изменения вылета	1,4
Поворота	1,4

Выбираем по требуемому крутящему моменту упругую втулочную-пальцевую муфту ГОСТ 21424-75 с тормозным шкивом диаметром D = 250 мм и наибольшим передаваемым крутящим моментом 1000 Н×м. Момент инерции муфты I_м = 0,125 кг×м² [1].

Момент статического сопротивления на валу двигателя при торможении механизма

 Н·м.

Необходимый по нормам Госгортехнадзора момент, развиваемый тормозом, выбирается из условия

 

Т_т ≥ k_т = 513·2,0 =1026 Н·м,

где k_т - коэффициент запаса торможения выбирается в зависимости от режима работы механизма подъема груза (легкий - 1,5; средний - 1,75; тяжелый - 2,0; весьма тяжелый - 2,5)

Выбираем тормоз ТКГ-400 с тормозным моментом 1500 Н·м, диаметром тормозного шкива D_T = 400 мм. Регулировкой можно получить требуемый тормозной момент Т_т = 1026 Н·м.

2.8 Проверочные расчёты

2.8.1 Проверка двигателя на время разгона

где δ = 1,1…1,25 - коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс привода механизма (кроме ротора двигателя и муфты) валов и зубчатых колес редуктора, барабана, и др.;

I - момент инерции ротора двигателя и муфты

 

I = I_p+I_м = 0,625 + 0,125 = 0,75 кг·м²;

 

n - частота вращения ротора электродвигателя, n = 975 об/мин;

Q - грузоподъёмность крана, Q = 25000 кг;

 - фактическая скорость подъема груза

 м/с,

где  - фактическая частота вращения барабана

 об/мин.

Фактическая скорость отличается от ближайшего значения 0,125 м/с из стандартного ряда (таблица 6) на 8,8 %, что допустимо.

Таблица 6 - Стандартный ряд скорости грузоподъёмных кранов с гибкой подвеской грузозахватного органа (по ГОСТ 1575-81), м/с

Скорость, м/с
-	0,01	0,1	1,0	10
-	0,0125	0,125	1,25	12,5
-	0,016	0,16	1,6	-
-	0,02	0,2	2	-
-	0,025	0,25	2,5	-
0,0032	0,032	0,32	3,2
0,004	0,04	0,4	4	-
0,005	0,05	0,5	5	-
0,0063	0,063	0,63	6,3	-
0,008	0,08	0,8	8	-

Т_{ср. п} - средний пусковой момент двигателя

 Н·м,

где

Т_ном - номинальный момент на валу двигателя,

 Н·м;

 

ψ - минимальная кратность пускового момента электродвигателя (=1,1…1,4);

 - максимальная кратность пускового момента электродвигателя (=1,9…3,2),

 с.

Ускорение при пуске

 м/с².

Полученное значение время пуска t_n и ускорения при пуске а соответствуют рекомендациям таблицы 7 и 8.

Таблица 7 - Ориентировочное время пуска и торможения механизмов подъема и передвижения крана

Наименование механизма	Время, с
	пуска	торможения
Механизм подъема груза при скорости подъема груза: менее 0,2 м/с более 0,2м/с	1…2 1…2	1,0 1,5
Механизм передвижения: Крана Тележки	5…8 1,5…5

Таблица 8 - Наибольшие допускаемые ускорения (замедления) [а] механизмов подъема

Назначение крана	[а], м/с2
Краны монтажные	0,1
Краны для подъема жидкого и раскаленного металла	0,1…0,2
Краны машиностроительных заводов	0,2
Краны грейферные	0,8
Краны для перегрузки массовых насыпных грузов	0,6…0,8

2.8.2 Проверка двигателя на время торможения

Определяем время торможения при опускании груза (при подъёме груза). Это время будет меньше, так как в этом случае момент от веса груза и тормозной момент действуют в одном направлении

Из таблицы 9 для среднего режима работы находим путь торможения механизма подъёма груза.

Таблица 9 - Наибольшая допускаемая длина пути торможения механизма подъема груза

Режим работы механизма	Длина пути торможения S, м
Легкий
Средний	v/1,7
Тяжелый	v/1,3

 м.

Время торможения (с) механизма подъёма в предположении, что скорости подъёма и опускания груза одинаковы, при равномерно замедленном движении из условия обеспечения допустимой длинны пути торможения

 > t_т=0,8 с.

Замедление при торможении

 м/с^2,что соответствует данным таблицы 8.

2.8.2 Проверка двигателя на нагрев

Во избежание перегрева электродвигателя необходимо, чтобы развиваемая двигателем среднеквадратичная мощность P_ср удовлетворяла условию P_ср ≤ Р_ном.

Среднеквадратичная мощность двигателя

, кВт

где Т_ср - среднеквадратичный момент, Н м

,

 - время разгона и замедления механизма за цикл его работы, с;

= t_п + t_т =0,6 + 0,57 = 1,2 с;

 

t_у - общее время установившегося движения за цикл, с;

c;

 - общее время включения электродвигателя за цикл, с;

 с.

 Н×м;

 кВт.

Р_ср = 11 кВт < Р_ном= 35 кВт - условие соблюдается.

3. Расчёт механизма передвижения крана

3.1 Выбор кинематической схемы

Принимаем кинематическую схему с раздельным приводом.

Рисунок 3 - Кинематическая схема механизма передвижения крана.

3.2 Определение статической нагрузки на ходовые колёса

Ориентировочно масса крана равна  т.

Усилия, соответственно, на каждое ходовое колесо

.

где − вес тележки; принимаем = 100 кН;

− вес крана без тележки с грузом, = 35,650 кН;

− вес груза, = 250 кН;

− число вертикальных ходовых колес, = 4;

 кН,

Усилия на каждое ходовое колесо

 кН,

3.3 Выбор колёс и рельсов

По рекомендации [2] принимаем диаметр колёс D_к = 500 мм, диаметр цапф d_к = 100 мм и рельс КР-70 с плоской головкой по ГОСТ 4121-76. Коэффициент трения качения ходовых колёс по рельсам = 0,0005. Коэффициент трения в подшипниках f = 0,02.

3.3 Определение сопротивлений передвижению крана

Общее сопротивление передвижению крана

 кН,

где F_тр - сопротивление трения, кН;

 кН;

 

F_в - ветровая нагрузка, F_в = 0, т.к. кран работает в цехе;

3.5 Выбор двигателя

Статическая мощность двигателя, необходимая для механизма передвижения крана, определяется

,

где η - КПД механизма, η = 0,85;

 кВт.

Поскольку в приводе рассчитываемого механизма передвижения должно быть установлено два одинаковых двигателя, то на каждый из них (с учетом неравномерности распределения) приходится мощность, равная (0,5…0,6) Р_с, т.е.42,2 кВт.

Выбираем крановый электродвигатель типа 4АР250М8У3 мощностью P = 45,5 кВт при ПВ = 60 % с частотой вращения n = 740 мин^-1. Момент инерции ротора 1,362 кг·м².

Номинальный момент двигателя

 Н×м.

3.6 Выбор передачи

 

Частота вращения ходового колеса

 мин^-1.

Общее передаточное число привода механизма

.

Поскольку в приводе рассчитываемого механизма передвижения должно быть установлено два одинаковых редуктора, на каждом из них (с учетом неравномерности распределения) приходится мощность, равная (0,5…0,6) Р_с, т.е.42,2 кВт.

Расчетная мощность на быстроходном валу для выбора редуктора определяется

 

Р_р = P, кВт,

где

 - коэффициент, учитывающий условия работы редуктора; k_p = 1,7;

 

Р_р = 1,7 ∙ 42,2 = 71,7 кВт.

Исходя из этой мощности и требуемого передаточного числа выбираем для среднего режима работы и частоты вращения быстроходного вала

n_б = 740 мин^-1 редуктор цилиндрический горизонтальный двухступенчатый типа КЦ1-250 с передаточным числом u_p = 27,5 и мощностью Р_р = 5,9 кВт.

3.7 Выбор муфт и тормоза

Номинальный момент, передаваемый двумя муфтами двигателя, принимается равным моменту статических сопротивлений на валу двигателя для механизма передвижения

 Н·м.

Расчетный момент для выбора соединительных муфт

 Н·м,

где k₁, k₂ - коэффициенты берутся из таблицы 5.

Выбираем по ГОСТ 21424-75 упругую втулочно-пальцевую муфту с крутящим моментом 710 Н·м. Диаметр муфты D = 190 мм; момент инерции муфты

I_м ≈ 0,1mD², кг м^2,где m - масса муфты, кг;

D - наибольший диаметр муфты, м;

I_м= 0,1·4,4·0, 19² = 0,015 кг·м²

Максимальное допустимое замедление крана при торможении по условию сцепления колес с рельсами при F_р = 0 определяется

По таблице 10 принимаем  м/с².

Таблица 10 - Наибольшие допускаемые ускорения и замедления [a] механизмов передвижения кранов с гибким подвесом груза по условиям технологического процесса [2]

Назначение крана	[a], м/с2, при грузоподъёмности, т
	до 3,2	3,2…12,5	Свыше 12,5
Перегрузка штучных грузов: с ручной строповкой с помощью приводного захвата	0, 20	0,15	0,10
	0,10	0,10	0,10
Перегрузка насыпных грузов с помощью грейфера	0,25	0,25	0,25
Монтажные работы	0,10	0,07	0,05
Транспортировка жидкого металла	0,10	0,10	0,10

 

Время торможения крана без груза

 с.

 

Сопротивление при торможении крана без груза, Н

 Н.

Момент статических сопротивлений на тормозном валу при торможении крана, предполагая, что тормоз установлен на валу

 Н·м.

Момент сил инерции системы на валу двигателя при торможении крана без груза

 Н·м.

Расчетный тормозной момент на валу тормоза, необходимый для затормаживания механизма передвижения грузоподъёмной машины

 Н·м

Выбираем тормоз типа ТКГ-160 с диаметром тормозного шкива 160 мм и наибольшим тормозным моментом 100 Н·м, который следует отрегулировать до значения 50 Н·м.

Минимальная длина пути торможения по таблице 11

 

S = v² / (2k) = 0,6² / (2 ∙ 1,5) = 0,27 м.

Таблица 11 - Рекомендуемая минимальная длина пути торможения механизма передвижения (тележки) крана

Отношение числа затормаживаемых ходовых колес к общему их количеству, %	Длина пути торможения S, м
25	(2v2) /k
50	v2/k
100	v2/2k

Примечание - При коэффициенте сцепления φ = 0,2 (работа в помещении) k=1,5; при φ = 0,12 (работа на открытом воздухе) k=0,9.

Фактическая длина пути торможения

 

S_ф = 0,5vt_т = 0,5·0,6·6,0 = 1,8 м > S = 0,27м,

что соответствует рекомендациям.

3.8 Проверочные расчёты

3.8.1 Проверка двигателя на время разгона и торможения

Фактическая скорость передвижения крана

 м/с

Максимально допустимое ускорение крана по условию сцепления колес с рельсами

 м/с^2,

 

где φ - коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами: при работе в помещении принимается φ = 0,15;

k_φ - коэффициент запаса сцепления, k_φ = 1,2, (таблица 12);

F^p - ветровая нагрузка на кран в рабочем состоянии, F^p = 0.

Таблица 12 - Наименьшие допускаемые значения коэффициента запаса  сцепления k_φ

Условия работы крана	Коэффициент запаса сцепления
Нормальная работа: без ветровой нагрузки с ветровой нагрузкой	1,2 1,1
Работа в случае отказа одного и более двигателей: без ветровой нагрузки с ветровой нагрузкой	1,1 1,05

Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления

 с.

Средний пусковой момент двигателя

 Н×м,

где ψ_max = Т_max / T_ном - максимальная кратность пускового момента электродвигателя; ψ_max = 1,9…3,2. Принимаем ψ_max = 2,25.

ψ_min - минимальная кратность пускового момента электродвигателя; ψ_min = 1,1…1,4. Принимаем ψ_min = 1,25.

Т_max, T_ном - максимальный и номинальный пусковые моменты двигателя, Н∙м.

Момент статического сопротивления на валу двигателя механизма передвижения при работе крана без груза

 Н×м,

где  - суммарное сопротивление передвижению у ходовых колес, Н

 Н;

 Н×м.

Фактическое время пуска механизма передвижения крана без груза определяется

 

Фактическое ускорение крана без груза при пуске

 м/с²;

Время торможения крана

, с,

где Т_Т - тормозной момент, Н м,

,

k_Т - коэффициент запаса торможения, k_Т = 2;

 Н×м;

с.

3.8.2 Проверка двигателя на нагрев

Во избежание перегрева электродвигателя необходимо, чтобы развиваемая двигателем среднеквадратичная мощность P_ср удовлетворяла условию P_ср ≤ Р_ном.

Среднеквадратичная мощность двигателя

, кВт

где Т_ср - среднеквадратичный момент, Н×м,

,

 - время разгона и замедления механизма за цикл его работы, с;

= t_п + t_т =5,6 +6,4 = 12 с;

 

t_у - общее время установившегося движения за цикл, с;

 c;

 - общее время включения электродвигателя за цикл, с;

 с.

 Н×м;

 кВт.

Р_ср = 44,3 кВт < Р_ном= 45 кВт - условие соблюдается.

4. Расчёт механизма передвижения тележки

4.1 Выбор кинематической схемы

Рисунок 4 - Кинематическая схема механизма передвижения тележки.

4.2 Определение статической нагрузки на ходовые колёса

В соответствии с ГОСТ 257111-83 принимаем в зависимости от грузоподъёмности крана вес тележки 100 кН. С учётом коэффициента неравномерности нагружения колёс максимальная статическая нагрузка на одно колесо будет равна

кН.

Минимальная статическая нагрузка на одно колесо

 кН.

4.3 Выбор колёс и рельсов

По рекомендации [2] принимаем диаметр колёс D_к = 320 мм и рельс Р24 с выпуклой головкой по ГОСТ 6368-82. Коэффициент трения качения ходовых колёс по рельсам = 0,0004. Коэффициент трения в подшипниках f = 0,015.

4.4 Определение сопротивлений передвижению тележки

Общее сопротивление передвижению крана

 кН,

где F_тр - сопротивление трения, кН;

 кН;

F_укл - сопротивление от уклона пути, кН;

кН;

 

F_в - ветровая нагрузка, F_в = 181, т.к. кран работает не в цехе;

F_ин - инерционное сопротивление, кН;

 кН;

 

F_гиб - сопротивление гибкой подвески, кН;

 кН;

 кН.

4.5 Выбор двигателя

Статическая мощность двигателя, необходимая для механизма передвижения крана, определяется

, кВт,

где

η - КПД механизма, η = 0,85;

 кВт.

Выбираем крановый электродвигатель типа А4Р160М8У3 мощностью P = 11,5 кВт при ПВ = 60 % с частотой вращения n = 740 мин^-1.

Момент инерции ротора 1.362 кг·м².

Номинальный момент двигателя

 Н×м.

4.6 Выбор передачи

 

Частота вращения ходового колеса

 мин^-1.

Общее передаточное число привода механизма

.

Расчетная мощность на быстроходном валу для выбора редуктора определяется

 

Р_р = , кВт,

где  - коэффициент, учитывающий условия работы редуктора; k_p = 2,2;

 

Р_р = 2,2×9,0 = 19,8 кВт.

Исходя из этой мощности и требуемого передаточного числа выбираем для среднего режима работы и частоты вращения быстроходного вала n_б = 1000 мин^-1 редуктор цилиндрический горизонтальный двухступенчатый типа Ц2-350 с передаточным числом u_p = 25 и мощностью Р_р =24 кВт.

4.7 Выбор муфт и тормоза

Номинальный момент, передаваемый двумя муфтами двигателя, принимается равным моменту статических сопротивлений на валу двигателя для механизма передвижения

 Н·м.

Расчетный момент для выбора соединительных муфт

 Н·м,

где k₁, k₂ - коэффициенты берутся из таблицы 9.

Выбираем по ГОСТ 21424-75 упругую втулочно-пальцевую муфту с крутящим моментом 500 Н·м. Диаметр муфты D = 170 мм; момент инерции муфты

I_м ≈ 0,1mD², кг м^2,

 

где m - масса муфты, кг;

D - наибольший диаметр муфты, м;

I_м = 0,1·2·1,7² = 0,7 кг·м².

Максимальное допустимое замедление тележки при торможении по условию сцепления колес с рельсами при F_р = 0

Принимаем  м/с².

Время торможения тележки без груза

 с.

 

Сопротивление при торможении тележки без груза, Н

Н.

Момент статических сопротивлений на тормозном валу при торможении тележки, предполагая, что тормоз установлен на валу и нет уклона пути

 Н·м.

Момент сил инерции системы на валу двигателя при торможении тележки без груза

 Н·м.

Расчетный тормозной момент на валу тормоза, необходимый для затормаживания механизма передвижения грузоподъёмной машины

 Н·м.

Выбираем тормоз типа ТКГ-160 с диаметром тормозного шкива 160 мм и наибольшим тормозным моментом 100 Н·м, который следует отрегулировать до значения 1,2 Н·м. Минимальная длина пути торможения

 

S = v^2/k = 0,25^2/1,5 = 0,16 м.

 

Фактическая длина пути торможения

 

S_ф = 0,5vt_т = 0,5·0,25 ·2,5=0,31 > S = 0,1 м,

что соответствует рекомендациям.

4.8 Проверочные расчёты

4.8.1 Проверка двигателя на время разгона и торможения

Фактическая скорость передвижения крана

 м/с.

Полагаем, что общее число ходовых колес тележки крана z = 4, из них приводных z_пр = 2.

Максимально допустимое ускорение тележки крана по условию сцепления колес с рельсами

 м/с^2,

 

где φ - коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами: при работе в помещении принимается φ = 0,15;

k_φ - коэффициент запаса сцепления, k_φ = 1,2;

F^p - ветровая нагрузка на кран в рабочем состоянии, F^p = 0.

Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления

 с.

Средний пусковой момент двигателя

 Н×м,

где

ψ_max = Т_max / T_ном - максимальная кратность пускового момента электродвигателя; ψ_max = 1,9…3,2. Принимаем ψ_max = 2,55.

ψ_min - минимальная кратность пускового момента электродвигателя; ψ_min = 1,1…1,4. Принимаем ψ_min = 1,25.

Т_max, T_ном - максимальный и номинальный пусковые моменты двигателя, Н∙м.

Момент статического сопротивления на валу двигателя механизма передвижения при работе тележки без груза

 Н×м,

где  - суммарное сопротивление передвижению у ходовых колес, Н

 Н;

 Н×м

Фактическое время пуска механизма передвижения тележки без груза определяется

Фактическое ускорение тележки без груза при пуске

 м/с² < а_max = 0,35 м/с².

Время торможения тележки

, с,

где Т_Т - тормозной момент, Н∙м,

,

где k_Т - коэффициент запаса торможения, k_Т = 1,75;

 Н∙м;

с.

4.8.2 Проверка двигателя на нагрев

Во избежание перегрева электродвигателя необходимо, чтобы развиваемая двигателем среднеквадратичная мощность P_ср удовлетворяла условию P_ср ≤ Р_ном.

Среднеквадратичная мощность двигателя

, кВт

где Т_ср - среднеквадратичный момент, Н м

,

где  - время разгона и замедления механизма за цикл его работы, с;

= t_п + t_т =0,90 +4,8 = 5,7 с;

 

t_у - общее время установившегося движения за цикл, с;

c;

 - общее время включения электродвигателя за цикл, с;

 с,

 Н×м,

 кВт.

Р_ср = 8,3 кВт < Р_ном= 11,5 кВт - условие соблюдается.

Список литературы

1.       Грузоподъёмные машины: Учебник для вузов по специальности "Подъемно - транспортные машины и оборудование" / М.П. Александров, Л.Н. Колобов, Н.А. Лобов, и др.: - М.: Машиностроение, 1986. - 400 с.

2.       Александров М.П. Подъёмно-транспортные машины - 6 е изд. - М.: Высш. школа, 1985. - 520с.

.        Павлов Н.Г. Примеры расчётов кранов. - 4-е изд. - Л.: Машиностроение, 1976. - 320 с.

.        Вайнон А.А. Подъёмно транспортные машины. - 3-е изд. - М.: Машиностроение, 1989. - 535с.

.        Александров М.П. Тормоза подъёмно-транспортных машин. - 3-е изд. - М.: Машиностроение, 1976. - 383с.

.        Кузьмин А.В., Марон Ф.Л. Справочник по расчетам механизмов подъёмно - транспортных машин. - 2-е изд. - Мн: Выш. школа, 1983. - 350с.

7.       Справочник по кранам. В 2-х т. / Под ред.А.И. Дукелевского. - Л.: Машиностроение, 1971, т. I - 399с.; т.2. - 504с. >

.        Поляков В.И., Полосин Н.Д. Машины грузоподъемные для строительно монтажных работ: Справочное пособие по строительным мащинам. - 3-е изд. - Москва: Стройиздат., 1993. - 244с.

.        Гохберг М.М. Металические конструкции подъемно - транспортных машин. - Л.: Машиностроение, 1976. - 454с.

.        Поляков В.С., Барбаш И.Д., Ряховский О.А. Справочник по муфтам. - 2-е изд. - Л.: Машиностроение, 1979 - 343с.

.        Краузе Г.Н., Кутилин Н.Д., Сыцко С.А. Редукторы: Справочное пособие. - 2-е изд. - Л.: Машиностроение, 1972. - 144с,

.        Руденко Н.Ф. Руденко В.Н. Грузоподъёмные машины: Атлас конструкций. - М.: Машиностроение 1970. - 116с.

.        Подъёмно-транспортные машины: Атлас конструкций / Под ред. М.П. Александрова и Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1987 - 122с.; 1973 - 256с.

.        Вайнон А.А. Подъёмно-транспортные машины строительной промышленности: Атлас конструкций. - М.: Машиностроение, 1976 - 152с.