Расчет механизма подъема груза

Содержание

Введение…………………………………………………………………. 4

1 Расчет механизма подъема груза………………………………….. …9

1.1 Расчет тягового и грузозахватного органов…………………… ….9

1.2 Расчет барабана механизма подъема груза…………………..... ….11

1.3 Выбор электродвигателя, редуктора и муфт механизма подъема груза…………………………………........................................................13

1.4 Проверка электродвигателя на нагрев………………………..... ….15

1.5 Расчет тормоза механизма подъема груза…………………….........16

2 Расчет механизма изменения вылета стрелы…………………… …..23

2.1 Силовой расчет механизма изменения вылета стрелы (МИВС)…………………………………………………………………...23

2.2 Расчет тягового органа МИВС………………………………........... 24

2.3 Расчет барабана МИВС………………………………………..... …..24

2.4 Выбор электродвигателя, редуктора и муфт МИВС………….. …..24

2.5 Проверка электродвигателя МИВС на нагрев…………………….. 25

2.6 Расчет тормоза МИВС………………………………………….. …..26

3 Расчет механизма передвижения крана (МПК)………………… …..35

3.1 Силовой расчет МПК…………………………………………… ….35

3.2 Выбор электродвигателя, редуктора и муфт МПК…………… ….38

3.3 Расчет электродвигателя на нагрев……………………………. ….38

3.4 Расчет тормозов МПК……………………………………………… 39

3.5 Расчет ходовых колес крана…………………………………… …….41

4 Расчет механизма передвижения тележки (МПТ)……………… ……51

4.1 Силовой расчет МПТ…………………………………………… ……51

4.2 Расчет каната МПТ……………………………………………… ……53

4.3 Расчет барабана МПТ…………………………………………… ……53

4.4 Выбор электродвигателя, редуктора и муфт МПТ…………… …….53

4.5 Проверка электродвигателя на нагрев………………………… …….53

4.6 Расчет тормоза МПТ……………………………………………. …….54

4.7 Расчет ходового колеса тележки……………………………………… 54

5 Расчет механизма поворота (вращения) крана (ВК)…………… ………61

5.1 Силовой расчет ВК……………………………………………… ………61

5.2 Выбор электродвигателя, редуктора, зубчатой пары и муфт ВК……………………………………………………………………………..64

5.3 Расчет электродвигателя ВК на нагрев……………………….. ……….65

5.4 Расчет тормоза ВК………………………………………………………. 65

5.5 Расчет предохранительной муфты ВК………………………................ 66

Список литературы…………………………………………………… …..67

Введение

Башенные краны, являясь универсальными монтажными машинами, применяются для монтажа высоких и протяженных сооружений там, где не могут быть использованы стреловые самоходные гусеничные и пневмоколесные краны.

Управление всеми механизмами осуществляется машинистом из кабины. На большинстве кранов она находится на верху башни, что обеспечивает хороший обзор фронта работ.

Кран выполняет следующие движения: подъем груза, изменение вылета, передвижение и поворот. Сочетание этих движений позволяет не только подавать груз в любую точку строящегося здания, но и обслуживать территорию склада, разгружать материалы с транспортных средств.

Основные преимущества башенных кранов:
- стрела высоко крепится к башне крана, обычно выше отметки монтируемых конструкций, что позволяет подавать их в любую точку обслуживаемой территории в любой последовательности;
- большая грузоподъемность при больших вылетах стрелы;
- простота перемещения крана;
- четкая организация монтажной площадки.

Недостатками башенных кранов являются длительность и трудоемкость монтажа и демонтажа, сложность транспортирования их с площадки на площадку и высокая стоимость путей. Все это значительно повышает стоимость эксплуатации крана и сокращает полезное время его работы. Современные модели башенных кранов предусматривают перевозку кранов при наименьшем демонтаже узлов и возможность быстрого монтажа и демонтажа без применения дополнительных механизмов.

Большое разнообразие типов кранов затрудняет их эксплуатацию. Для устранения разнотипности утвержден типаж башенных кранов единого ряда типа КБ. В основу типажа положен грузовой момент. Типаж включает краны КБ-4; КБ-16; КБ-25; КБ-40; КБ-60; КБ-100; КБ-160 и КБ-250 (где цифрой обозначен грузовой момент, т. е. произведение максимального веса поднимаемого груза на вылет, ему соответствующий, в тс-м).

Краны типа КБ изготовляют из унифицированных узлов, выпускаемых специализированными заводами. В настоящее время выпускают краны КБ-60, КБ-100 и КБ-160.

По грузоподъемности башенные краны подразделяются на три группы:

– для подъема легких грузов — менее 5 т, с грузовым моментом до 60 тс-м;

– для подъема средних грузов - от 5 до 25 т, с грузовым моментом до 300 тсм;

– для подъема тяжелых грузов — более 25 т, с грузовым моментом более 300 тс-м.

1 Расчет механизма подъема груза

Определяем максимальное натяжение каната, набегающего на барабан при подъеме груза:

<Object: word/embeddings/oleObject1.bin> (1.1)

где Q – грузоподъемность крана; z – количество ветвей каната на которых висит груз; ηп – КПД полиспаста (ηп = ηt, где h – КПД блока, принимаемый для блоков на подшипниках скольжения равным 0,95…0,96, на подшипниках качения равным 0,97…0,98); g – ускорение силы тяжести.

z = i × a , (1.2)

где i – кратность полиспаста; a = 2 при сдвоенном и а = 1 при одинарном полиспасте.

<Object: word/embeddings/oleObject2.bin>кН

Канат выбирают по разрывному усилию, которое определяют согласно правилам Госгортехнадзора:

Sp≥nk·Smax , (1.3)

где nk – коэффициент запаса прочности каната, принимаемый в зависимости от типа машины и режима работы механизма по табл. 11 [4].

Sp≥5,5·333=1831,5 кН

По найденному Sр по таблице ГОСТа выбираем стальной канат с прочностью проволочек 1764 МПа.

Канат двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6х19 ГОСТ 2688 – 80

dk=14 мм

Определяем диаметр барабана и блока из соотношения:

D 2ed , (1.4)

где D2 – диаметр барабана и блока по средней линии навитого каната; е – коэффициент по нормам Госгортехнадзора, зависящий от типа грузо-подъемной машины и режима работы механизма по табл. 23 [1].

D 225·14=350 мм

Принимаем диаметр барабана D = 335 мм.

Блоки изготовляют из чугуна СЧ15, СЧ18, Стали 45Л, магниевого сплава МЛ-5-ТЧ.

Выбирают тип крюковой подвески по [5] или [6] в зависимости от Q, d и D2 и выписывают для дальнейшего использования значения ее массы Qn и расстояние l0.

С учетом массы крюковой подвески определяют натяжение каната у барабана по формулам:

(1.5)

(1.6)

где S′б – натяжение каната, сбегающего с барабана при спуске груза, Н.

Проверяем соотношение (1.3) и, если оно не выполняется, увеличивают диаметр каната, повторяя (1.4 – 1.6).

Определяем длину каната, навиваемого на барабан с одного полиспаста:

Lk= Hi+π D2·(z1 +z2), (1.7)

где z1 = 1,5…2 – число запасных витков на барабане; z2 = 3…4 – число витков каната, находящихся под зажимным устройством.

Lk= 24000+3,14 335·(2 +4)=30311 мм

Определяем шаг витков навивки каната на барабане:

tв =d+(0,002…0,003), (1.8)

tв =0,014+0,002=0,016 м

Для заданного крана выбираем гладкий барабан с четырьмя слоями навивки и определяем его рабочую длину:

, (1.9)

где φ– коэффициент неплотности навивки каната, принимаемый: для гладких барабанов равным 0,9…0,95; для нарезных φ= 1; z – число слоев навивки; tв – шаг витков каната на барабане, м:

высота борта барабана: hб=(4+2)·14=84 мм.

Назначаем материал барабана – Сталь 15ХСНД, σт = 35·107 Па и определяем допускаемое напряжение на сжатие [σсж] = 35·107 =17,5·107 Па.

Определяем толщину стенки барабана:

δ = 0,01·Dб + 0,003, (1.10)

δ = 0,01·0,335 + 0,003 = 0,0064 м.

Проверяем стенку барабана на прочность:

, (1.11)

и устанавливаем, что условие прочности соблюдено.

Назначаем материал болта для крепления каната к барабану: Сталь Ст.4 с [σр] = 115 МПа и определяем наружный диаметр резьбы этого болта: d0 = 2·0,016 – 0,014 = 0,018 м.

В качестве расчетной выбираем наиболее распространенную схему крепления каната к барабану с помощью двух планок, каждая из которых снабжена одним болтом с резьбой М18, и изображаем сечение узла креп-ления (рисунок 1.1) с необходимыми размерами.

Рисунок 1.1 – Схема узла крепления каната к барабану

Определяем усилие растяжения болта:

, (1.12)

Проверяем напряжение в болте:

, (1.13)

где k – коэффициент запаса надежности крепления каната к барабану, k ≥ 1,5; zб – число болтов, крепящих канат к барабану; l – плечо изгиба, м, показанное по п. 2.2.7; d1 – внутренний диаметр резьбы, м, для которой наружный диаметр равен d0.

и устанавливаем, что условие прочности соблюдено.

Строим кинематическую схему механизма подъема груза (рисунок 1.2).

Определяем общий КПД привода:

, (1.14)

где ηМ – КПД механизма привода, ηМ = 0,8 ÷ 0,85 (для зубчатых передач), ηМ = 0,6 ÷ 0,7(для червячных передач); ηt – КПД блока

Рисунок 1.2 – Кинематическая схема механизма подъема груза

Определяем статическую мощность электродвигателя:

(1.15)

Выбираем электродвигатель МТF 411-6 массой 280 кг, для которого Ν1 = 30 кВт, GDр2= 0,5кг×м² [3], с. 47; n1 = 945 об./мин., dB = 65 мм [3], с. 47.

Находим угловую скорость вращения вала электродвигателя:

(1.16)

где ω1 и n1 – угловая скорость (1/с) и частота вращения вала электродвигателя, об/мин.

Находим угловую скорость вращения барабана:

(1.17)

Определяем передаточное число редуктора:

, (1.18)

Выбираем редуктор РМ – 650 с Ν = 50 кВт и in = 15,75.

Разница в передаточном числе

Определяем моменты статического сопротивления при подъеме и спуске груза:

(1.19)

(1.20)

где Мст и Мгр – моменты статического сопротивления на валу электродвигателя при соответственно подъеме и спуске груза, Н·М; i – кратность полиспаста.

Находим номинальный момент на валу электродвигателя:

(1.21)

Находим пусковой момент:

(1.22)

где ψmax = 1,8÷2,5 и ψmin = 1,1÷1,4 – соответственно максимальная и минимальная кратности среднего пускового момента [1], с. 189.

Определяем расчетный момент для выбора соединительной муфты:

(1.23)

где к1 = 1,2÷1,4 и к2 = 1,1÷1,5 – коэффициенты соответственно степени ответственности и режима работы механизма [8], с. 479.

Выбираем муфту типа МУВП-70 с тормозным шкивом массой

125 кг и величиной GDм2 = 0,9 кг×м².

Определяем момент инерции масс, вращающихся на быстроходном

валу.

(1.24)

Определяем время пуска:

(1.25)

где τп и τп' – время пуска электродвигателя при подъеме и спуске груза, с; [τп] – допускаемое время пуска, принимаемое: для механизмов передвиже-

ния крана, [τп] = 5 ÷ 8 с; для механизмов поворота [τп] = 3 ÷ 8 с; для

остальных механизмов [τп] = 1,5 ÷ 5 с.

и сопоставляя полученные значения с рекомендуемыми, устанавливаем их

соответствие.

Проверяем ускорение пуска электродвигателя при подъеме груза:

(1.26)

где j и [j] – ускорения пуска электродвигателя при подъеме груза, м/с², расчетное и допускаемое, которое принимают по рекомендациям [1], с. 215.

что удовлетворительно.

Строим график загрузки механизма подъема для режима ВТ и таблицу 2.1 для записи результатов.

Таблица 2.1 – Результаты расчетов

Рисунок 1.3 – График загрузки механизма подъема

Определяем момент статического сопротивления при подъеме и спуске груза при Q + Qп = 3500 кг:

Определяем время пуска при Qг + Qп = 3500кг:

Находим высоту подъема при установившемся движении груза:

(1.27)

Находим время установившегося движения:

(1.28)

где τу – суммарное время установившегося движения при подъеме и спуске груза, с.

Определяем относительные продолжительности пусков:

(1.29)

где (Δτ/τ)i – относительная продолжительность пуска при подъеме или спуске груза массой (Q+Qп).

Определяем суммарное время пусков:

(1.30)

Определяем среднеквадратичный момент электродвигателя:

(1.31)

Определяем среднеквадратичную мощность электродвигателя:

(1.32)

и заключаем, что проверка на нагрев дала положительный результат.

Определяем момент статического сопротивления при торможении:

(1.33)

Определяем тормозной момент:

(1.34)

Выбираем тормоз ТКТГ – 500 [9], с. 230, массой 210 кг, с номинальным тормозным моментом Мт = 250 кгм = 250・9,81 = 2452,5 Нм и регулируем на Мт = 1600 Нм.

Остальные характеристики тормоза: Dт = 0,5 м, В = 0,2 м, β =7π/18рад.

Проверяем время торможения:

(1.35)

где τт – время торможения при спуске груза, с; [τт] – допускаемое время

торможения, с, принимаемое в тех же пределах, что и допускаемое время пуска.

что близко к рекомендуемым значениям.

В заключение проверяем работу тормоза по допускаемому давлению:

(1.36)

где р и [p] –соответственно расчетное и допускаемое давления, Па; [p] принимают по [1], c. 151. При невыполнении (1.36) производят перерасчет, изменяя Dт , В, β; β – угол обхвата шкива колодкой, рад; В – ширина колодки, м; Dт – диаметр тормозного шкива, м; μ – коэффициент трения между материалами колодки и шкива, принимаемый по рекомендациям [1], с. 151.

что является удовлетворительным [1], с. 151.

2 Расчет механизма изменения вылета стрелы

2.1 Силовой расчет механизма изменения вылета стрелы (МИВС)

Строим кинематическую схему механизма изменения вылета стрелы, что представлено на рисунке 2.1. Пользуясь справочными и исходными данными, определяем некоторые силовые и геометрические параметры ГПМ: Qп = 300 кг, ас = 0,5; L = 0,5・13 = 6,5 м; ап = 0,23; L = 0,23・13 = 3 м;

L1 = L – ап = 13 – 3 = 10 м;

При максимальном вылете стрелы:

H1=c=0

Рисунок 2.1 – Кинематическая схема механизма подъема стрелы

Определяем ветровые нагрузки, действующие на груз и стрелу:

(2.1)

где Wвс, Wвгр – ветровые нагрузки на соответственно стрелу и груз, Н; q –динамическое давление ветра на высоте 10 м., Па, принимаемое по рекомендациям с. 80 [1]; n – коэффициент перегрузки, принимаемый n = 1 – 1,1;

кс и кгр – коэффициенты, учитывающие изменение давления ветра по высо-

те и принимаемые по рекомендациям с. 79 [1] для соответственно стрелы и

груза; кспл = 0,3 – 0,4 – коэффициент сплошности; Ас – наветренная пло-

щадь стрелы, м2, принимаемая ориентировочно из [3] – [5]; Агр – наветрен-

ная площадь груза, м2, принимаемая по таблице 11 [1].

Определяем усилие подъема стрелы (учитывая, что при максималь-

ном вылете стрелы h = АВ・sinВАО = 3sin(0,25π) = 2,12м):

где L1, ac, Н1, c, е, и h – плечи, м, сил соответственно (Q+Qn)g, gQс,Wгр, Wc, Sб, и Р относительно оси качания стрелы, принимаемые ориентировочно из [3] – [5].

2.2 Расчет тягового органа МИВС

Находим силы натяжения каната, набегающего на барабан:

Находим разрывное усилие каната:

Задавая для проволок каната σв = 137・107 Па, выбираем канат 24-Г-

1-Л-О-Р-1372(140) ГОСТ 7665-80 величиной Sразр= 2965 кН. Определяем

диаметры барабана и блока по средней линии навитого каната: D2 = 30・24= 720 мм. Определяем минимальный диаметр барабана: Dб = 720 – 24 = 696 мм. Имея в виду, что h1 и h2 = СО, по рисунку 2.1 находим h1 и h2:

Находим длину каната, навиваемого с одного полиспаста:

где h1и h2 – ход полиспаста, м, при, соответственно, максимальном и минимальном вылетах стрелы.

Определяем шаг навивки каната:

2.3 Расчет барабана МИВС

Определяем рабочую длину барабана для навивки каната с одного полиспаста:

тогда общая длина барабана: l = 2 × 0,32 + 0,27 = 0,91м.

Назначаем материал для барабана: Сталь 55Л с σт = 35・107 Па, тогда

Определяем толщину стенки барабана (δ = 0,01・696+3 ≈ 10 мм) и проверяем ее на прочность.

что удовлетворительно.

Определяем наружный диаметр резьбы болта для крепления каната

к барабану (d0 = 2・0,027 – 0,024 = 0,03 м = 30 мм) и назначаем для него ма-

териал – сталь Ст.4, для которой [σр] = 11,5・107 Па.

В качестве расчетной принимаем широко распространенную схему

крепления каната к барабану с помощью двух планок, каждая из которых

снабжена одним болтом М30, и строим эту схему (рисунок 2.2).

Рисунок 2.2 – Расчетная схема крепления каната к барабану

Определяем расчетное усилие:

=

и заключаем, что условие прочности соблюдено.

2.4 Выбор электродвигателя, редуктора и муфт МИВС

Определяем среднюю скорость навивки каната на барабан:

(2.2)

где Vкан – средняя скорость навивки каната на барабан, м/с;

τс – время изменения вылета стрелы, с.

Определяем статическую мощность электродвигателя:

(2.3)

Выбираем электродвигатель МТКГ 412-8, для которого N1 = 22 кВт; n1 = 700 об/мин; Jя = 2 кгм²; dв = 65мм.

Находим угловую скорость вращения вала электродвигателя:

Находим угловую скорость вращения барабана:

Находим передаточное число:

Выбираем редуктор КЦ2 – 1300, для которого N = 26 кВт, iп = 118. Расхождение по передаточному числу: (120-118)100/118 = 1,7 %, что является допустимым.

Определяем номинальный момент на валу электродвигателя:

Определяем средний пусковой момент на валу электродвигателя:

Определяем расчетный момент для выбора соединительной муфты:

Выбираем муфту МУВП – 65 с тормозным шкивом № 3, для которого Jм = 9 кгм², тогда суммарный маховой момент масс J1 = 3 + 9 =12 кгм².

Находим КПД механизма изменения вылета стрелы:

Определяем статические моменты сопротивления на валу электродвигателя механизма изменения вылета стрелы при ее подъеме и опускании:

(2.4)

где m – число канатов, навиваемых на барабан.

Определяем время пуска:

(2.5)

что соответствует

Пренебрегая вторым и третьим слагаемыми, находим

Проверяем ускорение пуска при подъеме стрелы:

что является удовлетворительным.

2.5 Проверка электродвигателя МИВС на нагрев

Строим график загрузки механизма изменения вылета стрелы для режима Т, что представлено на рисунке 2.3, а также определяем величины параметров и заполняем таблицу 2.1.

Рисунок 2.3 – График загрузки электродвигателя ПС

Таблица 2.1 – Результаты расчетов

Определяем суммарные продолжительности пусков:

Определяем суммарное время пусков:

Находим время установившегося движения:

(2.6)

где τу и τс – время, с, соответственно, установившегося движения и заданное (подъема стрелы).

Определяем среднеквадратичный момент электродвигателя:

Определяем среднеквадратичную мощность двигателя:

и заключаем, что проверка электродвигателя на нагрев показала удовлетворительные результаты.

2.6 Расчет тормоза МИВС

Определяем момент статического сопротивления при торможении

механизма изменения вылета стрелы:

(2.7)

Находим тормозной момент: М т = 2× 196= 392 Нм.

Выбираем тормоз ТКТГ – 300М, для которого Мт = 785 Нм; Dт = 300 мм; В = 140 мм; β = 7π/18 рад.

Регулируем тормоз на Мт = 596 Нм.

Проверяем время торможения, пренебрегая при этом вторым и третьими слагаемыми средней части формулы :

(2.8)

что удовлетворительно согласуется с рекомендациями

Проверяем замедление при торможении:

что также является удовлетворительным.

Проверяем работу тормоза при допускаемом давлении:

что также является удовлетворительным.

3 Расчет механизма передвижения крана (МПК)

3.1 Силовой расчет МПК

Определяем ориентировочную массу крана и тали:

Qт=700 кг

Назначаем диаметры колеса и его цапфы, исходя из средней нагруз-

ки на колесо: (6000 + 6592) / 4 = 3148 кг, и, таким образом, Dхк = 250 мм,

d = 60 мм. Назначаем величины коэффициентов трения качения, трения

скольжения и реборд: μ = 0,03см; f = 0,08; кр = 1,5. Определяем силы со-

противления передвижению от сил трения в ходовых колесах и цапфах:

(3.1)

где W´т, W т – силы сопротивления трению (Н) соответственно нерабочего и рабочего состояний; f – коэффициент трения подшипников ходовых колес[1], с. 275; μ – коэффициент трения подшипников качения [1], с. 276; кp – коэффициент трения реборд[1] с.277; Dхк и d – диаметры ходового ко-

леса и его цапфы, м.

Рисунок 4.1 – Кинематическая схема механизма передвижения крана

Определяем силы сопротивления передвижению от уклона пути:

(3.2)

(3.3)

где W´укл, Wукл – силы сопротивления от преодоления уклона пути (Н) нерабочего и рабочего состояний, α – угол наклона рельса к горизонту, рад.

Входящую в формулы (3.1)… (3.3) величину массы противовеса Qпр берут из [8].

Для определения ветровых нагрузок назначаем величины: динами-

ческого давления ветра на высоте 10 м; коэффициентов: перегрузки, изме-

нения давления ветра, аэродинамического и сплошности, а также навет-

ренных площадей крана, тали и груза: q = 125 Па; n =1,1; кгр = кт2 = кк = 1;

сгр = ст = ск = 1,2; кспл к = кспл т = 0,4; Ак = 3,6 м2; Ат = 1,2 м2 и Агр = 7 м2, тогда

(3.4)

(3.5)

(3.6)

где Wвк, Wвт,Wпр – силы ветра (Н), действующие соответственно на кран

(без стрелы, противовеса, тележки и груза с подвеской), тележку и проти-

вовес: q, n, k, c, kспл, А – величины, определяемые по аналогии с фигуриру-

ющими в (2.1).

Определяем общие сопротивления от ветровой нагрузки:

(3.7)

(3.8)

где W 0в, Wв – суммарные силы ветра (Н) нерабочего и рабочего состояний.

Wгр и Wс – берут по (3.1).

Определяем общие сопротивления:

(3.9)

(3.10)

где W0 и W – силы сопротивления передвижению, Н, нерабочего и рабочего состояний.

3.2 Выбор электродвигателя, редуктора и муфт МПК

Определяем статическую мощность механизма передвижения крана:

(3.11)

где Vк – скорость передвижения крана, м/с; к – коэффициент, принимаемый для схем из [1] по: рисунку 139, б (к = 1); рисунку 139, в и 147 (к = 0,5 –

0,6). Величину ηм для зубчатых цилиндрических передач берут при опорах

качения ηм = 0,8 – 0,9; при опорах скольжения ηм = 0,75 – 0,85; а для червячных передач – соответственно, ηм = 0,65 – 0,75 и ηм = 0,65 – 0,7.

Выбираем электродвигатель МТFО11- 6; для которого N1 = 1,7 кВт;

n1 = 850 об/мин; dв = 28 мм; Jя = 0,085 кгм2.

Находим угловые скорости вращения вала электродвигателя и ходового колеса:

Находим передаточное число:

Выбираем редуктор Ц2-20-50,94-IK, для которого N = 3,3 кВт; i = 50,94, тогда расхождение в i: (56,33-50,94)/56,33=9% что допустимо.

Определяем номинальный момент на валу электродвигателя:

Определяем средний пусковой момент электродвигателя:

Определяем расчетный момент для выбора соединительной муфты:

Выбираем муфту МУВП – 28 с Мм = 128 Нм; присоединяем к ней тормозной шкив № 1, что дает Jм = 0,5 кгм2, тогда суммарный маховый момент масс J1 = 0,085 + 0,5 = 0,585 кгм2.

Находим статический момент сопротивления на валу электродвигателя:

(3.12)

проверяем время пуска:

Проверяем ускорение пуска:

что является удовлетворительным.

Проверяем запас сцепления:

что также является удовлетворительным.

3.3 Расчет электродвигателя на нагрев

Строим график загрузки механизма передвижения крана (рисунок 3.2) и таблицу (3.3) для записи результатов.

Рисунок 3.2 – График загрузки механизма передвижения крана

Таблица 3.3 – Сводные результаты определения параметров механизма передвижения

Приводим расчеты приведенных в таблице 3.3 величин:

Находим перемещение крана при установившемся движении:

(3.13)

Находим время установившегося движения:

(3.14)

Определяем относительные продолжительности пусков:

Определяем суммарное время пусков:

Находим среднеквадратичный момент электродвигателя:

Находим среднеквадратичную мощность электродвигателя:

и устанавливаем, что выбранный электродвигатель по условиям нагрева работает удовлетворительно.

3.4 Расчет тормозов МПК

Определяем максимальное замедление при торможении:

Определяем допускаемое время торможения:

(3.15)

Находим статический момент при торможении:

(3.16)

Определяем моменты от ветровой нагрузки и уклона пути:

Определяем тормозной момент:

Выбираем тормоз ТКТ-200, для которого Мном = 157 Нм, Dт = 200

мм, В = 90 мм, β = 7/18 π рад, и регулируем его на Мт =100 Нм.

Проверяем время торможения:

что является удовлетворительным.

Проверяем замедление при торможении:

что также является удовлетворительным.

Проверяем запас сцепления ходового колеса с рельсом при торможении:

что обеспечивает надежность сцепления колеса с рельсом.

Проверяем работу колодок тормоза по допускаемому давлению:

и заключаем, что работа колодок тормоза по допускаемому давлению является удовлетворительной.

3.5 Расчет ходовых колес крана

Составляем схему к расчету нагрузок на колеса крана в плане, что представлено на рисунке 3.3, и находим максимальную статическую нагрузку на колесо крана:

(3.17)

где Рс –статическая нагрузка на колесо, Н; k – колея крана, м.- для кранов 7 и 8 (таблица 1.1)

Определяем силу инерции, действующую на ходовое колесо:

(3.18)

где h – плечо равнодействующей сил тяжести относительно оси ходового колеса, м; j берут наибольшее из jт и ji.

Определяем ветровую нагрузку на ходовое колесо:

(3.19)

Рисунок 3.3 – Схема к расчету нагрузок на колесо крана

Назначая величины кд=1, кн=2, находим суммарную нагрузку на хо-довое колесо:

(3.20)

где kн и kд – коэффициенты неравномерности и динамичности нагрузки, назначаемые по рекомендациям [1], с. 310.

Пользуясь данными таблицы 3.3, определяем величины относительных нагрузок:

Определяем приведенное число оборотов ходового колеса по фор-

муле:

(3.21)

где t – заданное время наработки ходового колеса (ч), а величины Δτi/τ и

Wi/W

Принимаем для ходового колеса материал Сталь 55Л с [σэ] = 49·107 Па, тогда эффективное допускаемое напряжение равно:

Задаваясь значениями величин: кf =1,05; вк = 0,6 м, и Е = 2・1011 Па, проверяем работу колеса в условиях контактного давления:

и заключаем, что ходовое колесо имеет достаточный запас контактной

прочности.

4 Расчет механизма передвижения тележки (МПТ)

4.1 Силовой расчет МПТ

Строим кинематическую схему механизма передвижения тележки (рисунок 4.1).

Определяем ориентировочную массу тележки:

(4.1)

где к – коэффициент, принимаемый для варианта 7 по таблице 5.1, к = (0,1…0,2), а для остальных вариантов к = 0,4.

Для Q = 6000 кг выбираем подвеску типа 1, для которого Qп = 680 кг. Считая нагрузку распределенной на 4 колеса, т.е , выбира-

ем величину диаметра ходового колеса и его цапфы: Dхк = 160 мм, d = 40 мм.

Рисунок 4.1 – Схема механизма передвижения тележки

Выбираем величины коэффициентов трения скольжения и качения,

а также реборд: f = 0,1; μт = 0,02 см; кр = 2.

Определяем сопротивление передвижению тележки от сил трения:

Определяем сопротивление передвижению тележки от уклона пути:

Для определения ветровых нагрузок назначим величины: динами-

ческого давления ветра на высоте 10 м (q = 125 Па), коэффициента пере-

грузки (n = 1,1); коэффициента давления ветра по высоте (кт = кгр = 1);

аэродинамического коэффициента (сгр = ст = 1,2); коэффициента сплошно-

сти кспл = 0,4; а также величин наветренных площадей тележки(Ат = 0,5 м2

и груза Агр = 2,32 м2), тогда:

Находим общее сопротивление ветра:

Полагая КПД блока η = 0,98, находим силу сопротивления пере-движению от подъемного каната:

Назначая предварительно величину q΄ = 1,8 кг/м, определяем со-противление передвижению от провисания каната:

Определяем общую силу сопротивления тележки:

4.2 Расчет каната МПТ

Определяем разрывное усилие каната:

(4.2)

Задаваясь σв = 1,6 ・ 108 Па, выбираем канат 4-Г-1-О-Р-1568(160) ГОСТ 3069-80, для которого Ѕразр = 7640 Н.

Определяем диаметры барабана и блока по средней линии навитого

каната: D2 = 25 · 4 = 100 мм, принимаем Dб = Dбл = 120 мм.

Находим угол охвата канатом барабана:

(4.3)

(4.4)

тогда число витков берем 3,5 витка на барабане и 0,5

витка на блоке; отсюда длина каната

4.3 Расчет барабана МПТ

Выбираем нарезной барабан и определяем шаг нарезки: tв = 4 + 1 = 5 мм. Определяем длину барабана, полагая, что на нем должна быть навита половина длины каната:

Принимаем

Определяем толщину стенки барабана: δ = 0,01 · 120 + 3 = 4,2 мм;

принимаем из условий возможности литья δ = 8 мм и определяем напряжение в стенке барабана (при пятикратном запасе прочности):

Выбираем материал барабана – сталь 37Л, для которой σ сж = 27 ×107Па.

4.4 Выбор электродвигателя, редуктора и муфт МПТ

Находим статическую мощность электродвигателя:

(4.5)

Выбираем электродвигатель МТГ-011-06, для которого N1 = 2 кВт;

n1 = 800 об/мин; dв = 28 мм; Jя = 0,085 кг·м2.

Определяем угловые скорости вращения вала электродвигателя и колеса:

Определяем передаточное число:

Выбираем редуктор Ц2-200, для которого N = 14 кВт и i = 12,41; при этом расхождение по i: , что допустимо.

Определяем номинальный момент электродвигателя:

Находим пусковой момент:

Определяем расчетный момент для выбора соединительной муфты:

Выбираем муфту МУВП – 28 с тормозным шкивом № 1, для которого Jм = 0,5 кг·м2, тогда J1 = 0,085 + 0,5 = 0,585 кг·м2.

Определяем статический момент на валу электродвигателя:

Определяем время пуска:

Проверяем ускорение пуска:

что является допустимым.

4.5 Проверка электродвигателя на нагрев

Строим график загрузки механизма передвижения и таблицу для записи результатов, что представлено в таблице 4.3 и на рисунке 4.2.

Таблица 4.3 – Сводные результаты расчета параметров механизма передвижения

Рисунок 4.2 – График загрузки механизма передвижения

Приводим расчеты фигурирующих в таблице 4.3 величин:

Определяем время установившегося движения, для чего вначале находим перемещение тележки при установившемся движении:

Тогда

Определяем относительные продолжительности пусков:

Определяем суммарное время пусков:

Находим среднеквадратичный момент электродвигателя:

Находим среднеквадратическую мощность:

и заключаем о правильности выбора электродвигателя по условиям нагрева.

4.6 Расчет тормоза МПТ

Уточним величину Н, для чего вместо q = 2 кг/м подставим

q = 0,054 кг/м, тогда

Определяем статический момент при торможении механизма передвижения тележки:

(4.6)

Находим суммарный статический момент сопротивления торможению от ветровой нагрузки и уклона пути:

(4.7)

Не имея ограниченной по сцеплению колес с рельсом, выбираем тормоз ТКТ200/100, для которого Мт = 39 Нм; D = 200 мм; В = 90 мм;

Находим время торможения:

(4.8)

Проверяем замедление при торможении:

что является неудовлетворительным, поэтому регулируем выбранный

тормоз на новый тормозной момент: Мт = 18 Нм, а расчеты времени торможения и замедления повторяем:

что является удовлетворительным.

Проверяем работу тормоза по допускаемому давлению:

что также является удовлетворительным.

4.7 Расчет ходового колеса тележки

Определяем статическую нагрузку на колесо тележки:

Определив базу тележки В = 0,6 м. и плечо действия сил инерции и ветра l = 0,3 м, находим упомянутые силы:

Беря кд =1 и кн = 2 (п. 4.5.5), определяем суммарную нагрузку на колесо:

D = 1× 2 × (1246 + 59 +104) = 4478 Н.

Определяем значения относительных нагрузок:

Находим приведенное число оборотов ходового колеса:

Назначая в качестве материала ходового колеса нормализованную Сталь 35, для которой [σсж] = 420 МПа, определяем эффективное контактное напряжение:

что является удовлетворительным по контактной прочности.

5 Расчет механизма поворота (вращения) крана (ВК)

5.1 Силовой расчет ВК

Рисунок 5.3 - Механизм поворота крана

Определение максимальных нагрузок, действующих на кран

Горизонтальная реакция

<Object: word/embeddings/oleObject3.bin> (5.1)

<Object: word/embeddings/oleObject4.bin>

Вертикальная реакция

<Object: word/embeddings/oleObject5.bin> (5.2)

<Object: word/embeddings/oleObject6.bin>

Опрокидывающий момент

<Object: word/embeddings/oleObject7.bin> (5.3)

<Object: word/embeddings/oleObject8.bin> Для данных значений H, V, <Object: word/embeddings/oleObject9.bin> подходит поворотный круг со следующими характеристиками:

номер круга 5;

максимальная вертикальная нагрузка 450 кН;

максимальная горизонтальная нагрузка 161 кН;

максимальный опрокидывающий момент 730 <Object: word/embeddings/oleObject10.bin>;

наружный диаметр 1900 мм;

высота 157 мм;

масса круга 977 кг.

Определение момента сопротивления вращению крана

<Object: word/embeddings/oleObject11.bin> (5.4)

где μ – приведенный коэффициент трения, μ=0.005;

М – опрокидывающий момент, действующий на кран, Нм;

D – диаметр круга катания, м.

<Object: word/embeddings/oleObject12.bin>

Расчет пускового момента

Пусковой момент механизма вращения, определяемый относительно оси вращения крана, имеет вид

<Object: word/embeddings/oleObject13.bin> (5.5)

где <Object: word/embeddings/oleObject14.bin> - суммарный момент инерции вращающихся частей крана и груза относительно оси вращения крана

<Object: word/embeddings/oleObject15.bin> (5.6)

<Object: word/embeddings/oleObject16.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject17.bin> - время пуска, с.

<Object: word/embeddings/oleObject18.bin> (5.6)

<Object: word/embeddings/oleObject19.bin>

5.2 Выбор электродвигателя, редуктора, зубчатой пары и муфт ВК

Пусковая мощность электродвигателя определяется

<Object: word/embeddings/oleObject20.bin> (5.7)

<Object: word/embeddings/oleObject21.bin>

Потребная мощность двигателя

<Object: word/embeddings/oleObject22.bin> (5.8)

где <Object: word/embeddings/oleObject23.bin>- коэффициент перегрузки, <Object: word/embeddings/oleObject24.bin>.

Выбираем стандартный двигатель [2]

Тип MTF 111-6

Мощность 3,5 кВт

Частота вращения 895 об/мин

КПД 0,7

Максимальный момент 85 <Object: word/embeddings/oleObject25.bin>

Момент инерции ротора 0,048 кг·м2

Диаметр вала 35 мм

Масса 76 кг

Передаточное число определяется по формуле

<Object: word/embeddings/oleObject26.bin> (5.9)

Выбираем стандартный планетарный редуктор [7]

Тип ПО2-18

Передаточное число 112

Диаметр быстроходного вала 48 мм

Диаметр тихоходного вала 80 мм

КПД 0,85

Передаточное число зубчатой передачи

<Object: word/embeddings/oleObject27.bin> (5.10)

Конструктивно модуль зуба: m = 5;

Конструктивно наружный диаметр зубчатого венца <Object: word/embeddings/oleObject28.bin>;

Конструктивно наружный диаметр вала шестерни: <Object: word/embeddings/oleObject29.bin>;

Конструктивно число зубьев зубчатого венца: <Object: word/embeddings/oleObject30.bin>;

Конструктивно число зубьев вала шестерни: <Object: word/embeddings/oleObject31.bin>;

Межосевое расстояние: <Object: word/embeddings/oleObject32.bin>.

Подбор муфт

<Object: word/embeddings/oleObject33.bin>

Выбираем стандартную муфту с тормозным шкивом [1]

Тип МУВП

Диаметры соединяемых валов 40-45 мм

Момент инерции 0,24 кг∙м2

Диаметр тормозного шкива 200 мм

Момент 500 <Object: word/embeddings/oleObject34.bin>

<Object: word/embeddings/oleObject35.bin>

Выбираем стандартную муфту [1]

Тип Зубчатая муфта

Диаметры соединяемых валов 80 мм

Момент инерции 0,25 кг∙м2

Момент 6300 <Object: word/embeddings/oleObject36.bin>

5.3 Расчет электродвигателя ВК на нагрев

Выбранный электродвигатель должен обеспечить нормальную работу механизма и при этом не перегреваться. Проверка сводится к условию

<Object: word/embeddings/oleObject37.bin> (5.11)

<Object: word/embeddings/oleObject38.bin>

где <Object: word/embeddings/oleObject39.bin> – пусковой момент

<Object: word/embeddings/oleObject40.bin> (5.12)

<Object: word/embeddings/oleObject41.bin>

16,2<85 - условие пуска выполняется.

5.4 Расчет тормоза ВК

Тормозной момент определяется

<Object: word/embeddings/oleObject42.bin> (5.13)

где <Object: word/embeddings/oleObject43.bin> – КПД передачи, <Object: word/embeddings/oleObject44.bin>;

K – учитывает неучтенный момент инерции, K = 1,1;

<Object: word/embeddings/oleObject45.bin>– момент инерции вращающихся тел приведённые к валу двигателя, <Object: word/embeddings/oleObject46.bin>.

<Object: word/embeddings/oleObject47.bin>

Выбираем стандартный тормоз[3]

Тип ТКТ-200

Тормозной момент 40 Н∙м

5.5 Расчет предохранительной муфты ВК

Определяем расчетный момент для выбора предохранительной муфты по формуле:

(5.14)

где Мпред – расчетный момент для выбора предохранительной муфты, Н; i1м и η1м – передаточное число и КПД между осями вращения ГПМ и муфты.

Используя (5.14) и [3] – [5], выбираем и обозначаем тип предохранительной муфты – Муфта предохранительная фрикционная со срезным штифтом, назначаем координаты положения разрушаемых элементов муфты, диаметр Dш шкива муфты – 95 мм,

диаметр dш срезаемых штифтов – 5 мм

количество штифтов z - 2.

Определяют характерный (в сечении разрушения) размер разрушаемого элемента муфты, например, диаметр срезаемого штифта муфты по формуле:

(5.15)

где dш – диаметр срезаемого штифта, м; [τс] – допускаемое напряжение среза штифта, Па, принимаемое для Стали 45- [τ c] = 6 ×107 Па.

Список литературы

1 Александров, М. П. Подъемно-транспортные машины. – М. : Высшая школа, 1979.

2 Базанов, А. Ф. Подъемно-транспортные машины. – М. : Стройиздат, 1989.

3 Вайнсон, А. А. Подъемно-транспортные машины строительной промышленности : атлас конструкций. – М. : Машиностроение, 1976.

4 Подъемно-транспортные машины : атлас конструкций / Под ред. М. П. Александрова и Д. Н. Решетова. – М. : Машиностроение, 1973.

5 Краны и подъемники : атлас конструкций. В 2 ч. / А. И. Желтонога [и др.] – Минск : Высшая школа, 1974.

6 Павлов, Н. Г. Примеры расчета кранов. – Л. : Машиностроение, 1976.

7 Курсовое проектирование грузоподъемных машин / Н. Ф. Руденко [и др.]. – М. : Машиностроение, 1971.

8 Расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин / Ф. К. Иванченко [и др.]. – Киев. : Высшая школа, 1975.

9 Марон, Ф. Л. Справочник по расчетам механизмов подъемно-транспортных машин / Ф. Л. Марон, А. В. Кузьмин. – Минск : Высшая школа, 1977.

10 Иванов, М. Н. Детали машин. Курсовое проектирование / М.Н. Иванов, В. Н. Иванов. – М. : Высшая школа, 1975.