СОДЕРЖАНИЕ
I. Расчёт механизма подъёма двухконсольной тележки
Выбор каната и барабана. …3
1.1 Грузоподъемная сила. …3
1.2 КПД полиспаста. …4
1.3 Наибольшее усилие в ветви каната, набегающего на барабан …4
при подъеме груза.
1.4 Разрывное усилие каната в целом. …5
1.5 Выбор типа каната. …6
1.6 Минимальный диаметр барабана. …6
1.7 Расчетный диаметр барабана. …7
1.8 Длина барабана с двусторонней нарезкой. …7
1.9 Проверка размеров барабанов по условиям. …8
1.10 Угловая скорость барабана. …8
2. Выбор электродвигателя. …9
2.1 Продолжительность включения. …9
2.2 Статическая мощность электродвигателя. …9
2.3 Угловая скорость электродвигателя. …9
3. Выбор редуктора. …10
3.1 Выбор типа редуктора.
3.2 Расчет редуктора по радиальной консольной нагрузке. …10
3.3 Передаточное число редуктора. …10
3.4 Грузовой момент на барабане. …10
3.5 Проверка редуктора по грузовому моменту. …11
4. Выбор тормоза. …11
4.1 Статический момент на выходном валу редуктора при торможении …11
4.2 Тормозной момент, на который регулируют тормоз. …12
5. Компановка механизма. …12
5.1 Сравнение металлоемкости механизмов подъема. …12
5.2 Условие соседства электродвигателя и барабана. …13
5.3 Условие соседства тормоза и барабана. …13
5.4 Расчет колеи тележки. …14
5.5 Минимальная колея тележки. …14
Выводы. …17
II. Расчёт механизма передвижения двухконсольной тележки
Схема механизма. …18
Выбор ходовых колес. …18
1.1Определение предварительной массы тележки. …18
1.2Давление на ходовое колесо. …19
2. Расчет сопротивления передвижению. …19
3. Выбор электродвигателя. …19
4. Выбор редуктора. …20
5. Определение коэффициента запаса сцепления …20
приводных колес с рельсом при пуске.
Список литературы …22
2
МЕТОДИКА РАСЧЁТА МЕХАНИЗМА ПОДЪЁМА ГРУЗА МОСТОВОГО
(КОЗЛОВОГО) КРАНА ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ.
Задание: спроектировать механизм подъёма груза двухконсольной тележки с
боковыми роликами.
Дано: грузоподъёмность m=6.3т ; скорость подъёма v=0.32 м/с; высота подъёма
H=20 м; режим нагружения L1; группа классификации механизма – М2, по
ИСО 4301/1.
Рис.1.Схема тележки с механизмом подъёма груза.
1. ВЫБОР КАНАТА И БАРАБАНА.
1.1. ГРУЗОПОДЪЕМНАЯ СИЛА
гг
F m g
, (1)
где
2
9,81 м/сg
- ускорение свободного падения.
Получим:
HFr4
1017.681.96300
1.2. КПД ПОЛИСПАСТА
1
1 2 1 1
1ak
aa
K
, (2)
где
97.0
1
- КПД блока на подшипниках качения;
2;3;4a
-кратность полиспаста;
k
- число обводных блоков.
Согласно рекомендациям ВНИИПТМаш (1) с.84: «При малых
грузоподъёмностях (до 3 тонн) груз может подвешиваться без полиспаста, либо
на одном подвижном блоке; при грузоподъёмностях свыше 5 т обычно
3
применяют сдвоенные полиспасты с кратностью, возрастающей от 2 до 4 при
увеличении грузоподъёмности от 5 до 50 тонн».
Получим КПД полиспаста для кратностей
3;2;1
по формуле (2):
985.0
2
97.01
;1
1
01
2
1
9.0
3
97.097.01 2
3
1.3 НАИБОЛЬШЕЕ НАТЯЖЕНИЕ ВЕТВИ КАНАТА, НАБЕГАЮЩЕГО НА
БАРАБАН ПРИ ПОДЪЕМЕ ГРУЗА
a
r
ak F
S
; (3)
где k- число полиспастов.
Наибольшее натяжение ветви каната, набегающей на барабан при подъёме
груза, по формуле (3):
HS 4
4
11054.1
141
1017.6
;
;1078.0
24985.0
1017.6 4
4
2HS
;1053.0
3497.0
1017.6 4
4
32 HS
Рис.2. Схемы полиспастов механизма подъема груза
1.4. РАЗРЫВНОЕ УСИЛИЕ КАНАТА ВЦЕЛОМ
zSF
0
, (4)
где
z
- коэффициент использования каната.
4
Таблица №1
Группа
классификации
механизма
Коэффициент
использования
каната z
Коэффициент
выбора диаметра
барабана h
M1
3.15
11.2
M2
3.35
12.5
M3
3.55
14
M4
4
16
M5
4.5
18
M6
5.6
20
M7
7.1
22.4
M8
9
25
Разрывное усилие каната (
;,
0HF
) для кратностей
3;2;1
, для основного и
добавочных значений z получим по формуле (4):
;1016.641054.1
;1047.555.31054.1
;1015.535.31054.1
;1085.415.31054.1
44
0
44
0
44
0
44
0
10
HF
HF
HF
HF
zSF
;1012.341078.0
;1077.255.31078.0
;1061.235.31078.0
;1046.215.31078.0
44
0
44
0
44
0
44
0
20
HF
HF
HF
HF
zSF
;1012.241053.0
;1088.155.31053.0
;1078.135.31053.0
;1067.115.31053.0
44
0
44
0
44
0
44
0
30
HF
HF
HF
HF
zSF
1.5. ВЫБОР ТИПА КАНАТА
Для мостового крана работающего в сухом помещении (коррозионный и
абразивный износ проволок мал) рекомендуется канат ЛК-РО 6
36
(1+7+7,7+14)+ас
ГОСТ 7668
По найденным в п.1.4. значениям
0
F
найдем значения диаметров каната
, мм
a
d
(см.табл. 2) и маркировочную группу, соответствующую условию прочности
каната:
0a
FF
,(5)
где
F
- разрывное усилие каната в целом, по каталогу.
Таблица2
Диаметр
каната, мм
Маркировочная грумма, МПа
1770
1860
6,3
2,265
2,365
6,7
2,570
2,680
7,4
2,910
3,035
8,1
3,705
3,865
9,0
4,545
4,740
9,7
5,610
5,850
11,5
7,510
7,830
5
13,5
10,15
10,60
15,0
11,65
12,25
16,5
15,00
15,75
18,0
17,55
18,65
20,0
21,50
22,90
22,0
25,85
27,50
23,5
30,40
32,10
25,5
35,25
37,55
27,0
39,65
42,20
29,0
45,45
48,40
31,0
51,70
55,05
По (таблице. 2) имеем следующие значения диаметров каната (в скобках
указаны маркировочныегруппы, МПа, разрывные усилия,
4
10 НF
):
1.6. МИНИМАЛЬНЫЙ ДИАМЕТР БАРАБАНА
aa dhD 1
,(6)
где
1
h
- коэффициент выбора диаметра барабана.
В соответствии с “Правила устройства и безопасности эксплаутации
грузоподъёмных кранов” допускается изменение коэффициента h не более чем
на два шага по группе классификации механизмов с соответствующей
компенсацией, путём изменения величины z, следователно при уменьшении z,
требуется увеличить h. С увеличением h увеличивается диаметр барабана, что
при той же канатоёмкости позволит снизить его длину.
По табл.1 (см. пункт 1.5) для заданной группы классификации механизмов
получаем основное значение
1
h
:
.14;5,12;2,11 211110 hhh
По формуле (6) получим
a
D
, мм:
a=1 a=2
4
4
ììD1295.112.11
214
ììD10072.901.82,11
224
ììD1407.95,12
114
ììD1005.924.75,12
124
ììD1408.1357.914
014
ììD1008.937.614
024
ììD1408.1357.916
114
ììD1202.1077.616
124
.
Вариант
0-1
0
0+1
0+2
0-1
0
0+1
0+2
0-1
0
0+1
0+2
4
010,zS
Н
4.85
5.16
5.47
6.16
2.46
2.61
2.77
3.12
1.67
1.78
1.88
2.12
ÍF òàáë 4
010,
5.610
5.61
0
5.610
7.510
2.570
2.570
2.910
3.705
2.265
2.265
2.265
2.265
d
,мм
9.7 11.5
6.7
7.4
8.1
6.3
a
1
2
3
6
a=3
4
ììD8056.703.62,11
224
ììD8075.783.65,12
124
ììD1002.883.614
024
ììD1208.1003.616
124
полученные значения округляют до ближайших больших значений из данного
ряда:80,100,120,140,160,180,200,220,240.
1.7. РАСЧЕТНЫЙ ДИАМЕТР БАРАБАНА
Барабаны диаметром меньше 160 мм исключают из дальнейших расчетов, т.к. в
них не впишется зубчатая полумуфта. Вариант с кратностью a=3 выводим из
расчётов.Для вариантов с кратностью a=1;2, добавим несколько значений,
чтобы сравнить с вариантом при a=1
ììD2005.1116
214
ììD1601507.64.22
224
ììD1806.1747.918
314
ììD1608.1451.818
224
ììD1805.1677.625
424
1.8. ДЛИНА БАРАБАНА С ДВУСТОРОННЕЙ НАРЕЗКОЙ
1,1 '
2 3,5 1,1
'
a
a a a
a
d H a
L d c D
D
,(7)
где
1,1 aa
dt
- шаг нарезки; a - кратность полиспаста;
a
d
- диаметр каната; с -
коэффициент длины средней (не нарезанной) части барабана, H - высота
подъема.
Длина барабана с двусторонней навивкой, мм по формуле (7):
ìL 925.0)12(16.05,05,3
16.0
120
1.1107.92 3
114
ììL894,0)12(2,05,05,3
2,0
120
1,1105,1123
214
ììL830,018,05,05,3
18,0
20
1,1107,92 3
314
ììL48,116,02,05,3
16,0
220
1,1101,82 3
224
ììL225.116,02,05,3
16,0
220
1,1107.62 3
324
ììL095,118,02,05,3
18,0
220
1,1107.62 3
424
7
1.9. ПРОВЕРКА РАЗМЕРОВ БАРАБАНА ПО УСЛОВИЯМ.
3
a
a
L
D
,-- проверка на устойчивость не требуется (8) и
63
a
a
D
L
-- необходима проверка на устойчивость ,
(9)
При
/3
aa
LD
проводят простой расчёт барабана на сжатие. При
3 / 6
aa
LD
проводят уточнённый расчёт барабана на сжатие и совместное действие
напряжений изгиба и кручения, на устойчивость стенки. При необходимости
усиливают барабан, вводят ребра жесткости в его полость (РТМ–24.09.21–76).
Если оба условия не выполняются, то вариант с этой кратностью полиспаста
отбрасывают. Если все варианты не проходят по условиям (8) и (9), то
переходят на меньшую кратность, или увеличивают диаметр барабана до
следующего значения из ряда
20Ra
.
В нашем случае: -не подходит;
;66.7
16.0
225.1
;47.4
2.0
894.0
;78.5
16.0
925.0
324
324
214
214
114
114
D
L
D
L
D
L
612,5
200
1023
21
21
D
L
;-- барабан не годен для эксплаутации
;6.4
18.0
83.0
314
314
D
L
;25.9
16.0
48.1
224
224
D
L
-- не годен для эксплаутации
;08.6
18.0
095.1
424
424
D
L
-- не годен для эксплаутации
1.10. УГЛОВАЯ СКОРОСТЬ ВРЩЕНИЯ БАРАБАНА
'
2
aa
Va
D
рад/с, (10)
где
V
- скорость подъема груза,
ñì /
8
ñðàä
ñðàä
ñðàä
56,3
18,0
132,02
;2,3
2,0
132,02
;4
16,0
132,02
314
214
114
2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
2.1.ПРОДОЛЖИТЕЛЬНОСТЬ ВКЛЮЧЕНИЯ МЕХАНИЗМА ПОДЪЁМА.
Таблица №3
Режим нагружения по
ИСО4301/1
ПВ%
Легкий
Умеренный
Тяжелый
Весьма тяжелый
15
25…40
40
60
По заданию принимаем режим L1-лёгкий и ПВ=15%.
2.2. СТАТИЧЕСКАЯ МОЩНОСТЬ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.
ì
vF
Ð
15
, (11)
где
9,0
ì
- предварительное значение КПД (для механизма подъёма с
цилиндрическим редуктором).
Статическая мощность электродвигателя, формула (11):
,109.21
9.0
32.017.6 3
15 ÂòP
Тележка должна иметь два двигателя,следовательно,статичечкую мощность
необходимо разделить на два.По каталогу подбираем двигатели
обеспечивающие необходимую мощность при ПВ 15%
MTF 311-6 MTKВ 312-8
.748
,170
,925
,14
15
ììL
êãm
ìèíîán
êÂòP
äâ
.748
,195
,650
,14
15
ììL
êãm
ìèíîán
êÂòÐ
äâ
9
2.3. УГЛОВАЯ СКОРОСТЬ ДВИГАТЕЛЯ
30
n
ýä
,(12)
где n – число оборотов двигателя.
Получим:
9.96
30
925
6
рад/с,
68
30
650
8
рад/с.
3. ВЫБОР РЕДУКТОРА
3.1. ВЫБОР ТИПА РЕДУКТОРА.
Применем для данного механизма подъёма редуктор типа Ц2 (цилиндрический
двухступенчатый) выпускаемого на Ленинградском заводе ПТО им. Кирова.
Редуктор имеет вал с зубчатым венцом (с зевом для подшипника) – частью
зубчатой полумуфты.Редуктор хорош тем, что он лёгкий, безотказный и
долговечный, а так же ремонтопригодный.
3.2. РАСЧЕТ РЕДУКТОРА ПО РАДИАЛЬНОЙ КОНСОЛЬНОЙ НАГРУЗКЕ.
Условие прочности:
][ ka FS
, (13)
где
][ k
F
– допускаемая радиальная нагрузка на консоль выходног вала
редуктора (опредкляется из условия нагружения и типа редуктора).
Рассмотрим три азных редуктора:
HF
êãm
ììa
Ö
k
w
12000
,6.8
,250
2502
HSF
HF
êãm
ììa
Ö
k
k
w
3
1104.15
,20000
,138
,300
3002
3
,32000
,210
,350
3502
SF
HF
êãm
ììa
Ö
k
k
w
Редукторы Ц2-300 и Ц2-350 выдерживают расчётную консольную
нагрузку.Редуктор Ц2-250 не приемлем для работы в данных условиях.
3.3. ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ РЕДУКТОРА
;
3
n
Uýð
pd
(14)
10
где
-- угловая скорость барабана.
Определим расчетное передаточное число редуктора, формула (14), и округлим
его до номинального значения по каталогу :
252.24
430
92514.3
6)114(
U
163.17
430
65014.3
8)114(
U
3225.30
2.330
92514.3
6)214(
U
203.21
2.330
65014.3
8)114(
U
322.27
56.330
92514.3
6)314(
U
201.19
56.330
65014.3
8)114(
U
3.4.ГРУЗОВОЙ МОМЕНТ НА БАРАБАНЕ
'
а
2
a
a
FD
T
, (15)
где
2
– число полиспастов,
d
D
-- минимальный диаметр каната из усилий прочности,
a
F
-- наибольшее набегающее натяжение каната.
Получим:
ìHT
2464
2
16.0154002
114
ìHT
3080
2
2.0154002
214
ìHT
2772
2
18.0154002
314
3.5. ПРОВЕРКА РЕДУКТОРА ПО ГРУЗОВОМУ МОМЕНТУ
Условие прочности:
a dp
TT
,(16)
где
a
T
– грузовой момент на барабане;
dp
T
– допускаемый крутящий момент на
валу редуктора.
Проверяем редуктор Ц2-300 и редуктор Ц2-350.
Сведем результаты в таблицу4:
Вариант
pa
T
dp
T
/
dp a
TT
Редуктор:
Тип(
ììaw
)
Uн
14-1
6
2464
5000
2
300
25
8
5800
2,35
300
16
14-2
6
3080
5450
1.77
300
32
8
5800
1.88
300
20
11
14-3
6
6180
5450
1.97
300
32
8
5800
2.09
300
20
14-1
6
2464
8250
3.35
350
25
8
9000
3.65
350
16
14-2
6
3080
8250
2.68
350
32
8
9000
2.92
350
20
14-3
6
2772
8250
2.98
350
32
8
9000
3.25
350
20
Из табл.4 следует, что оба редуктора подходят и имеют запас по крутящему
моменту. Наименьший запас крутящего момента
77.1
adp TT
имеем для
вариантов 14-2 с двигателем MTF311-6
4. ВЫБОР ТОРМОЗА
4.1. СТАТИЧЕСКИЙ МОМЕНТ НА ВХОДНОМ ВАЛУ РЕДУКТОРА ПРИ
ТОРМОЖЕНИИ
,
pa
aìa
cpa U
T
T
(17)
где
a
-- КПД полиспаста;
м
-- КПД механизма, который можно принять равным:
96.0 ðì
,
где
ð
-- КПД редуктора;
pa
U
- номинальное передаточное число редуктора.
По формуле (17) имеем:
ìHTc
6.94
25
196.02464
6)114(
ìHTc
84.147
20
196.03080
8)214(
ìHTc
84.147
16
196.02464
8)114(
ìHTc
16.83
32
196.02772
6)114(
ìHTc
4.92
32
196.03080
6)214(
ìHTc
06.133
20
196.02772
8)114(
сведём полученные данные в таблицу:
Вариант
Tcpa , Нм
(14-1)6
94.6
(14-1)8
147.84
(14-2)6
92.4
(14-2)8
147.84
(14+1)6
83.16
(14+1)8
133.06
12
4.2. ТОРМОЗНОЙ МОМЕНТ ДЛЯ РЕГУЛИРОВАНИЯ ТОРМОЗА
тсpa pa
T k T
(18)
где
- коэффициент запаса торможения.
Согласно (2) с.10. При двух и более тормозах
1,25k
. Если имеем два и более
приводов с двумя тормозами каждый, то
5.1
. Тормоз выбирают по условию
tpd
TT
, где
T
– максимальный тормозной момент по каталогу.
Тормозной момент
т
T
, по формуле (18):
Вариант
тpa
T
, Н·м
(14-1)6
1,5·94,6=142
(14-1)8
1,5·147,84=222
(14-2)6
1,5·92,4=139
(14-2)8
1,5·147,84=222
(14+1)6
1,5·83,16=125
(14+1)8
1,5·133,06=200
Для всех вариантов выбираем тормоз типа ТКГ-200 с тормозным моментом
ìHT 300
max
,
Масса тормоза 38 кг.
Избыточный тормозной момент вреден, т.к. вызывает резкое торможение, что
приводит к динамическим перегрузкам крана.
5. КОМПОНОВКА МЕХАНИЗМА
5.1 СРАВНЕНИЕ МЕТАЛЛОЕМКОСТИ МЕХАНИЗМОВ ПОДЪЕМА.
Для сравнения металлоёмкости вариантов механизма подъёма заносят их
характеристики в табл.5.
Таблица 5
Вариант
14-
1(300)
14-
1(350)
14-
2(300)
14-
2(350)
14-
3(300)
14-
3(350)
6
8
6
8
6
8
6
8
6
8
6
8
масса редуктора
138
13
8
21
0
21
0
13
8
13
8
21
0
21
0
13
8
13
8
210
21
0
масса двигателя
170
19
5
17
0
19
5
17
0
19
5
17
0
19
5
17
0
19
5
170
19
5
масса тормоза
38
38
38
38
18
38
38
38
38
38
38
38
суммарная
масса
346
37
1
41
8
44
3
34
6
37
1
41
8
44
3
34
6
37
1
418
44
3
Очевидно, что наименее металлоёмкими являются варианты 14-1(300) , 14-
2(300) , 14-3(300).
13
5.2. УСЛОВИЕ СОСЕДСТВА ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И БАРАБАНА.
Необходимо, чтобы размер соседства электродвигателя и барабана
1
A
удовлетворял условию:
2065.05.0 311
DbaA w
мм, (19)
где
W
a
– суммарное межосевое расстояние редуктора;
2/
3131 bb
– габаритный
размер электродвигателя;
D
65.0
– размер от оси вращения барабана до
наружного конца шпильки крепления каната. Если
ììA20
1
, то принимают
редуктор с большим значением
w
a
.
По формуле (19) имеем
Таблица 6.
Вариант
А1, мм
14+1
300-0.5·350-
0.65·160=21>20
14-1
350-0.5·350-
0.65·160=71>20
14+2
300-0.5·350-0.65·200=-5<20
14-2
350-0.5·350-
0.65·200=45>20
14+3
300-0.5·350-0.65·180=8<20
14-3
350-0.5·350-
0.65·180=58>20
Для вариантов 14+2 и 14+3 условие соседства не выполняется. Для этих
вариантов в схему требуется ввести промежуточный вал, что позволит сдвинуть
двигатель, но при этом резко возрастёт длинна тележки.
5.3. УСЛОВИЯ СОСЕДСТВА ТОРМОЗА И БАРАБАНА.
Для возможности установки тормоза необходимо, чтобы размер соседства
тормоза и барабана
2
A
удовлетворял условию
20,6 0,8 20
Wm
A a mz D
мм, (20)
где m – модуль зубчатого венца;z– число зубьев венца; 0.6·m·z– размер от оси
вращения барабана до крайней точки зубчатой ступицы, получен
конструктивно,
m
D
– диаметр тормозного шкива;
m
D
– размер от оси вращения
тормозного шкива до наружней поверхности рычага тормоза, получен
конструктивно.
По формуле (20) получаем:
Таблица 7.
Вариан
т
w
a
z
M
А2, мм
14+1
30
0
40
5
300-0.6·5·40-
0.8·160=32>20
14-1
35
40
6
350-0.6·5·40-
14
0
0.8·160=78>20
14+2
30
0
40
5
300-0.6·5·40-
0.8·200=20
14-2
35
0
40
6
350-0.6·5·40-
0.8·200=46>20
14+3
30
0
40
5
300-0.6·5·40-
0.8·180=36>20
14-3
35
0
40
6
350-0.6·5·40-
0.8·180=62>20
Все варианты проходят по размеру A2.
5.4. РАСЧЕТ КОЛЕИ ТЕЛЕЖКИ.
Если диаметр барабана превышает диаметр делительной окружности зубчатого
венца редуктора более, чем на 40%, т.е.
' 1,4D mz
,(21)
то барабан будет бесступенчатым. Полуколея тележки равна расстоянию от
середины редуктора до середины бесступенчатого барабана
42 0,5
pa
L L b L
,(22)
где
4
L
– расстояние от оси редуктора до оси зубчатого венца;
b
–ширина
зубчатого венца. Размер
2b
необходим для размещения зубчатой ступицы
внутри барабана.
В нашем случае все варианты имеют ступенчатый барабан.
Если же это условие не выполняется, то барабан будет ступенчатым.
Таблица 8.
Вари
ант
w
a
ì
D
a
B
a
L
11
2BaB wk
)5.035.0(2
aì lBLBl
14-1
350
21
0
16
0
92
5
ììBk970203503002
2·(0.5·300+55+3·25+0.5·925
)=1485
14-1
350
25
2
16
0
92
5
ììBk1070203503502
2·(0.5·330+65+3·30+0.5·925
)=1565
14-2
350
25
2
20
0
89
4
2·(0.5·330+65+3·30+0.5·894
)=1534
14-3
350
25
2
18
0
83
0
2·(0.5·330+65+3·30+0.5·830
)=1470
Т.к.
ì
D
>
a
B
, то расчёт длин тележки ведётся по формуле:
)5.035.0(2
aì lBLBl
где В – ширина редуктора
ì
L
-- расстояние от оси редуктора до оси зубчатого венца
ì
B
-- ширина зубчатого венца
ì
D
-- диаметр зубчатого венца(приведены в табл 9.)
Таблица 9.
15
w
a
m
z
ì
D
ì
B
B
4
L
300
5
40
210
25
300
55
350
6
40
252
30
330
65
Как видно из таблицы 9, при одинаквой колее вариант 14-3 является самым
коротким; выберем его для дальнейшего расчёта.
Т.к длина тележки минимальная в варианте 14-3 , значит берём его для
дальнейшего рассмотрения.
Рассчитаем общую ширину тележк:
ììDBB akò 12501801070
.
ВЫВОДЫ
Выбран наиболее оптимальный вариант 14-3 с компановкой по схеме 1, он
имеет следующие характеристики:
Грузоподъёмность 6.3 т.
Схема палиспастов: два сдвоенных палиспаста кратностью 1
Канат ЛК-РО
10366
ГОСТ 7668-80
Диаметр каната 9.7мм
Диаметр барабана 180мм (КВДБ сдвинут на два шага вверх)
Длинна барабана 830мм
Электродвигатель 4MTF 311-6
Мощность э.д. 14кВт.,n=925 об/мин
Редуктор Ц2-350 с передаточным отношением 32, запасом по крутящему
моменту 2.98
Тормоз ТКГ-200
Общая масса привода 418 кг
Длина тележки 1470 мм
Ширина тележки 1070
Общая ширина тележки 1250 мм.
РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ДВУХКОНСОЛЬНОЙ
ТЕЛЕЖКИ.
1. Тележка (рис.1 ) имеет опорные ходовые колеса 1 и2. Ходовое колесо 1
приводится в движение при помощи электродвигателя 3 через редуктор 4.
На металлоконструкции тележки 5 установлен механизм подъема 6.
16
рис.1
1.1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРЕДВАРИТЕЛЬНОЙ МАССЫ ТЕЛЕЖКИ.
На основании статистических данных массу тележки можно выразить
зависимостью:
гт mm 3,0
, (1)
где
ã
m
- масса груза.
Получим:
33 1089,1103,63,0
ò
m
кг
Вес тележки:
mò mgF
, (2)
Получим:
185401089,181,9 3
ò
F
H
Вес груза:
ãã mgF
, (3)
Получим:
44 1018,6103,681,9
ã
F
H
Вес тележки с грузом:
444 1003,81018,61085,1 ãòòã FFF
H , (4)
1.2. ДАВЛЕНИЕ НА ХОДОВОЕ КОЛЕСО.
Максимальная статическая нагрузка на ходовое колесо:
4
4102
4
1003,8
z
F
Fòã
õê
H, (5)
Определим диаметр ходового колеса
õê
D
,мм
Подберём
õê
D
по таблице 1:
17
Таблица 1.
Несущая способгость ходовых колёс
4
10
õê
F
2-5
5-10
10-20
20-25
25-32
32-50
50-80
80-
100
>100
õê
D
200
250
320
400
400
500
500
560
630
630
710
710
800
800
900
1000
900
1000
1000
200
õê
D
, (6)
Итак, выберем колесо, диаметром 200мм: диаметр внутреннего отверстия
подшипника d=45мм. Значения
õê
D
и d принимают по ГОСТу 24.090.09-75, а
значение
(плечо трения качения) в этом случае равно 0,4мм по [4], с. 276 .
2. РАСЧЕТ СОПРОТИВЛЕНИЯ ПЕРЕДВИЖЕНИЮ.
Сила сопротивления передвижению тележки с грузом.
рnu
хк
ckF
D
df
F
2
, (7)
где f – коэффициент трения качения подшипников буксы ( f=0,015) см. [4], с.
275 ;
ð
k
=2,5 - коэффициент сопротивления реборды (
5,2...2
ð
k
), см. [4], с. 275 .
По формуле (7):
14811003,82
200
45015,04,02 4
c
F
H
3. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.
Номинальная мощность электродвигателя механизма передвижения:
3
10036,1
9,0
63.01481
vF
Pc
Вт, (8)
Т.к. класс использования данной тележки М2 , то частота включений <60,
поэтому выбирем электродвигатель 4АС со встроенным тормозом.
4АС.90LE6 : P = 1.7 кВт
n = 930 об/мин
max
M
= 37 Нм
ïóñê
M
= 33 Нм
ýë
J
= 0,0073 кг
2
ì
òîðì
M
= 16 Нм
m = 29 кг
Рассчитаем минимальный пусковой момент
ÍìTT ïï 4,26338,08.0
min
18
4. ВЫБОР РЕДУКТОРА.
Угловая скорость ходового колеса:
ñðàä
Dõê
õê 3.6
2,0
63.022
, (9)
Угловая скорость электродвигателя:
ñðàä
n
õê 4,97
30
93014,3
30
, (10).
Определим требуемое передаточное число:
46.15
3.6
4.97
õê
ýä
ýä
U
, (11)
Принимаем навесной редуктор ВКН-280 .Диаметр быстроходного вала равен
25мм
ðåä
U
= 16
ïò
M
= 300 Нм
КПД = 0,96
М = 36,4 кг
HìUTT píýð36.25596.0165.17
5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ЗАПАСА СЦЕПЛЕНИЯ ПРИВОДНЫХ
КОЛЕС С РЕЛЬСОМ ПРИ ПУСКЕ.
ñö
äòñò
ñö
ñö k
FF
F
k
, (12)
где
ñö
F
- сила сцепления приводных ходовых колес с рельсами;
ñò
F
- сила статического сопротивления передвижению тележки без груза и
без учета трения в подшипниках приводных колес;
äò
F
- сила динамического сопротивления передвижению тележки без груза;
ñö
k
- допускаемое значение коэффициента запаса сцепления (
ñö
k
=1,15), [4].
При этом
z
z
FfF ïð
òñöñö
, (13)
где
ñö
f
- коэффициент сцепления приводного ходового колеса с рельсом. Если
исключено попадание влаги и масел, то
2,0
ñö
f
,[5] с.12.
ïð
z
- число приводных колес.
Имеем по формуле (15):
927
4
1
185402,0
ñö
F
H
Определим
ñò
F
:
372
4200
145,0015,04,02
18540
2
ð
õê
ïð
òñm k
zD
fdz
FF
Н, (14)
19
Определим
äò
F
:
òäò maF
, (15)
где
a
- максимально допустимое значение ускорения (замедления) тележки.
Принимая
15,0a
,согласно [4], получим:
2841089,115,0 3
äò
F
H
15,189.2
28437
927
ñöñö kk
Таким образом, запас сцепления при пуске достаточен.
ЛИТЕРАТУРА
1. Расчёты крановых механизмов и их деталей / М. П. Александров, И. И.
Ивашков, С. А. Казак; Под ред. Р. А. Лалаянца.- М.: ВНИИПТМаш, 1993.- Т. 1.
- 187 с.
2. Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъёмных кранов:
Утв. Госгортехнадзором России 31.12.2000.- М., ПИО ОБТ, 2000.- 266 с.
3. Редукторы и мотор-редукторы: Каталог /АО ВНИИТЭМР, ИФК «Каталог».-
М., 1994.- Ч. 1.- 75с.
4. Подъемно-транспортные машины / Александров М. П., - М.: Высшая
школа,1979. 558с.
5. Расчет механизма передвижения тележки мостового крана / Ермоленко
В.А,; рецензент: Сероштан В.И.- методические указания по курсовому
проектированию для студентов. - Калуга, 1985.
6. Расчет механизма подъема груза мостового крана: Методические
указания к домашнему заданию и курсовому проектированию по курсу
«Грузоподъемные машины».— М.:Ермоленко В.А.Издательство МГТУ им.
Н.Э. Баумана, 2003.
7. Курсовое проектирование грузоподъёмных машин.Руденко
Н.Ф.,Александрав М.П. и Лысяков А.Г..изд.3—е , переработанное и
дополненное. М., изд—во “Машиностроение”,1971,464стр.
