Содержание
1. Предварительные расчеты механизмов
1.1 Механизм подъёма груза
1.2 Механизм передвижения
2. Проверочные расчеты
.1 Проверка надежности пуска двигателя механизма подьема
.2 Проверка электродвигателя механизма передвижения тележки на время
разгона
.3 Проверка ходовых колес на контактные напряжения обода и рельса
. Компонование тележки мостового крана.
.1 Предварительная компоновка механизмов на раме тележки
.2 Определение весов и координат центров тяжестей
.3 Определение нагрузки на ходовые колеса
Список литературы
1. Предварительные расчеты механизмов
механизм мостовой кран редуктор нагрузка
1.1 Механизм подъёма груза
Выбор крюковой подвески
Выбор типоразмера крюковой подвески производится по двум условиям.
Первое - грузоподъемность крюковой подвески не должна быть меньше
заданной грузоподъемности, второе - режим работы крюковой подвески должен
соответствовать режиму работы механизма.
Для Q = 10 т, Режим работы по ГОСТ 6М и по ИСО М8, ПВ 40%
Подвеска крюковая крановая 2 - 10 - 500
Масса 180 кг.
Выбранная стандартная крюковая подвеска однозначно определяет
кратность полиспаста
бк
к
пZ
Z
K
.
,
где Zк - число ветвей каната, на котором висит груз;
Zк.б - число ветвей каната, которые навиваются на барабан.
2
2
4
п
K
Выбор каната
Выбор каната производится по максимальному статическому усилию, Н,
пп
кп
ном K
mQ
S
к.б
Z
8,9*
,
где G - вес номинального груза и крюковой подвески, Н;
ηп - КПД полиспаста.
Вес номинального груза и подвески, Н:
mп - масса номинального груза и масса подвески соответственно, кг;
g - ускорение силы тяжести.
кННSном 19,2525193
99,022
8,9*18010000
При выборе типоразмера каната должны быть соблюдены два условия:
первое - произведение максимального статического усилия в канате на
коэффициент использования каната (коэффициент запаса прочности), не должно
превышать разрывного усилия каната в целом, указанного в таблице ГОСТа, т.е.
F0 ≥ Zp·Smax,где F0 - разрывное усилие каната в целом, Н, Zp - коэффициент
использования канатов. Канат выбираем по маркировочной группе по
временному сопротивлению разрыва 1764 МПа, Zp = 9
Расчетное разрывное усилие в канате F0 ≥ Zp·Smax= 5·25193 = 226736 Н
Выбираем тип каната ЛК-Р 6х19 (1+6+6/6)+1о.с. ГОСТ 2688-80, имеющий
линейное касание проволок и разные диаметры проволок в верхнем слое пряди.
Диаметр каната dк=19,5 мм, Sсеч.=143,61 мм2, маркировочная группа 1960,
разрывное усилие каната в целом не менее 228 кН
Барабан и блоки
Минимальные диаметры барабанов, блоков и уравнительных блоков
огибаемых стальными канатами
кб dhД 1
к
dhД 22
к
dhД 33
,
где Дб, Д2, Д3 - диаметры соответственно барабана, блока и уравнительного
блока по средней линии навитого каната, мм;
h1, h2, h3 - коэффициент выбора диаметров соответственно барабана, блока
и уравнительного блока;
dк - диаметр каната, мм.
ммДб5,4875.19*18
ммД5465.19*20
2
ммД3515.19*14
3
Длина барабана
кнб lllL 22 0
,
где
н
l
- длина одного нарезанного участка;
0
l
- длина гладкого среднего участка;
к
l
- длина одного гладкого концевого участка.
Длина одного нарезанного участка
)( крнрвнZZZtl
,
где
ммdt к),32(
, - шаг навивки каната;
ммt22)32(5.19
.
рв
Z
- число рабочих витков для навивки половины рабочей длины каната;
н
Z
- число неприкосновенных витков, необходимых для разгрузки деталей
крепления каната на барабане (
н
Z
1,5);
кр
Z
= 3
4 - число витков для крепления конца каната.
Число рабочих витков
0
D
KH
Zпп
рв
,
где Нп - высота подъема груза.
1246,11
5,014,3
29
рв
Z
.
ммlн500)3512(22
Длина гладкого среднего участка барабана
tghBltghB HH min0min 22
,
где
H
B
- расстояние между осями наружных блоков крюковой подвески;
min
h
- минимальное расстояние между осью блоков крюковой подвески и
осью барабана;
= 6° - допустимый угол отклонения каната.
6150026261500262 0tgltg
31.37731.253 0 l
, принимаем
0
l
=340мм.
ммммdl кк 80785,194)5...4(
ммLб15008023405002
3
500
1500
б
б
Д
L
Условие выполняется
б
б
Д
L
3…5
δ=
мммм
сжt
Sном 105,9
120*22
25193
][*
Сталь 20
][ сж
=120МПа
Выбор двигателя
Статическая мощность двигателя при подъеме номинального груза
м
п
ст
VG
Р
3
10
,
где
G
- вес груза, кН;
п
V
- скорость подъема груза, м/с;
м
- КПД механизма, предварительное значение которого можно
принимать 0,85÷0,9.
кВтРст 37,29
6085,010
12)18010000(81,9
3
.
Расчетная мощность двигателя
кВтРККККзКР стпрврир 76,4437,294,12,108,12,107
и
К
=0,7;
Кз
=1,2;
р
К
=1,08;
в
К
=1,2;
пр
К
=1,4
Для тяжелого режима работы (6М) применяем двигатель серии MTН с
фазовым ротором типа MTН 512-6, имеющий при ПВ 40% Nном=55 кВт и частоту
вращения вала n=955 об/мин.
Выбор редуктора
Для обеспечения заданной скорости подъема груза, Vп, редуктор должен
иметь передаточное число
пп
дб
рK
nD
U
,
где
д
n
- частота вращения вала двигателя.
50
212
9555,014,3
р
U
Выбираем редуктор с передаточным числом
50
р
U
Эквивалентный момент на выходном валу редуктора
max
3
.
3Т
N
N
Т
ОН
е
,
где
3
- коэффициент интенсивности режима нагружения;
для класса нагружения В4
3
= 1,00.
iwI tnnKN
где
I
K
= 3600 - коэффициент для передач с односторонней нагрузкой;
n
- частота вращения тихоходного вала редуктора (барабана), с-1;
32,0
5,014,360
212
б
пп
D
КV
n
w
n
- число зубчатых колес, сцепляющихся с тихоходным колесом редуктора
1
w
n
;
i
t
- норма времени работы редуктора по ГОСТ 25835-83, ч.
6
1026,76300132,03600 N
;
ОН
N.
= 18,8·106 - базовое число циклов перемены напряжений;
max
M
- максимальный вращающий момент на тихоходном валу редуктора в
период пуска механизма подъема
бпп
бn
K
DGjgQ
Т
2max
max
,
где
max
j
- максимальное ускорение при пуске;
min
max
p
п
t
V
j
;
2
max 2,0
160
12
с
м
j
;
minp
t
- минимальное время разгона при пуске, принимаем
minp
t
= 1с;
n
G
- вес крюковой подвески;
бп
,
- КПД полиспаста и барабана соответственно.
При установке барабана на подшипниках качения
98,0
б
.
мНТ
55.13194
98,099,028,92
5,02,08,9)18010000(8,9
max
;
мНТе
47.960855.13194
108.18
11026.7
36
6
.
Выбираем стандартный двухступенчатый цилиндрический редуктор
Ц2-650 с передаточным числом Up=50
Выбор соединительных муфт
Для соединения валов электропривода с редуктором используем зубчатую
муфту 2-го типа (старое название - муфты МЗП) через промежуточный вал.
Муфту выбираем в зависимости от передаваемого вращающегося момента
и условий работы:
ТККKТр 321
Нм
UK
DgmQ
Т
мрп
бкп 72.293
85,05022
5,08,918010000
2
где
р
Т
- расчетный вращающий момент
K
- коэффициент запаса прочности; в общем случае
321 KKKK
,
где K1 = 1,2 - коэффициент, учитывающий степень ответственности
соединения;
K2 = 1,2 - коэффициент режима работы;
K3 = 1,25 - коэффициент углового смещения для муфт 2-го типа;
8,125,12,12,1 K
Т
- действующий вращающий момент;
Т
- допускаемый вращающий момент, который способна передать
муфта.
мНТ р 7.52872.2938,1
Выбор типоразмера тормоза
Расчетный тормозной момент:
тсттрт TKT ..
,
где
т
K
- коэффициент запаса торможения,
5,1
т
K
- для режима работы
6М;
тст
T.
- статический крутящий момент при торможении, создаваемый весом
номинального груза на валу, на котором устанавливается тормоз.
мехп
б
тст UК
DG
T2
.
,
где
рбп
- КПД механизма (
96,0
р
- КПД редуктора типа Ц2);
мех
U
- общее передаточное число механизма с учетом кратности полиспаста
(
рпмех UKU
).
635,312
мех
U
.
мНTтст
21,212
5022
85,05,08,918010000
.
.
мНTрт 32,31821,22125,1
.
.
Выбираем тормоз ТКП-300,диаметр тормозного шкива 300 мм
.2 Механизм передвижения
Выбор колес
Для механизма передвижения тележки с грузоподъемностью 10 т число
ходовых колес - 4.
н
k
тг
kK
n
GG
P
max.
,
где
тг GG ,
- вес номинального груза главного подъема и тележки
соответственно,
гт GG )35,025,0(
при легком режиме работы;
k
n
- число колес;
н
K
= 1,2 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки на
колеса.
НPk64,419432,1
4
81,9)101804,010180(
max.
.
Принимаем ходовое колесо Dк = 250 мм.
Определение сопротивлений передвижению тележки
Полное сопротивление, W, кН, передвижению тележки в период разгона,
приведенное к ободу колеса, включает в себя следующие составляющие:
утр WWW
где
тр
W
- сопротивление, создаваемое силами трения;
у
W
- уклоном пути;
Сопротивления, создаваемые силами трения:
р
к
цпгт
тр K
D
dfGGG
W
)2()(
,
где
гт GG ,
- соответственно вес тележки и вес максимального груза;
5,0
- коэффициент трения качения колес по рельсу;
015,0f
- коэффициент трения в подшипниках колес;
49445 d
- диаметр цапфы вала колеса;
к
D
- диаметр колеса;
р
K
= 2,5 - коэффициент дополнительных сопротивлений.
кННWтр 43,274,24255,2
250
)55015,03,02()32,399468,99865(
.
Сопротивление, создаваемое уклоном пути:
)( гту GGW
,
где
= 0,002 - уклон рельсового пути.
кНWу280,0)32,399468,99865(002,0
.
кНW71,228,043,2
Выбор двигателя механизма передвижения тележки
Необходимая мощность:
ст
исх
ттг
п
рР
ааmm
К
Р
3
110
`)(
1
,
Мощность затрачиваемая на преодоление стат. сопротивлений:
кВт
WW
Р
исх
тутр
ст 17,2
6085,010
41)28,027,2(
10
)(
33
где
т
- скорость тележки, м/с;
15,0а
- доп. ускорение тележки
15,1`а
- коэффициент учитывающий инерцию вращающихся масс
механизма
7,0
1К
- коэффициент использования двигателя по пусковому моменту
5,2
п
- кратность отношения макс. Пускового момента двигателя к
номинальному
кВтРр36,217,2
6085,010
15,115,041)407210000(
5,27,0
1
3
рном РР
кВтРном 36,20,3
кВт
К
Р
Р
т
ст
тном 85,10
2,0
17,2
..
Кт=0,2 - коэффициент выбора системы торможения
кВтРном 85,1011
2
Выбираем двигатель MTН 311-6 с мощностью на валу 11 кВт при ПВ =
40%, частота вращения nд = 940 об/мин.
Выбор передачи
Необходимое передаточное число редуктора
м
кдв
р
Dn
U
,
где
дв
n
- частота вращения вала двигателя, об/мин;
к
D
- диаметр ходового колеса, м;
м
- скорость тележки, м/мин.
18
41
25,094014,3
р
U
.
Эквивалентный вращающий момент на выходном валу:
max
3
.
3Т
N
N
Т
ОН
е
,
где
3
- коэффициент интенсивности режима нагружения;
для класса нагружения В4
3
= 1.00.
iwI tnnKN
,
где
I
K
= 1800 - коэффициент для механизмов передвижения;
n
- частота вращения тихоходного вала редуктора, с-1;
87,0
25,014,360
41
к
п
D
V
n
w
n
- число зубчатых колес, сцепляющихся с тихоходным колесом редуктора
1
w
n
;
i
t
- норма времени работы редуктора по ГОСТ 25835-83, ч.
98658006300187,01800 N
;
ОН
N.
= 18,8·106 - базовое число циклов перемены напряжений;
max
Т
- максимальный момент на тихоходном валу редуктора.
2
max к
D
WТ
;
мНТ 16,481615,0*)407210000(36,2705
max
.
мНТе
27,388516,4816
108,18
11087,9
36
6
.
Выбираем редуктор ВКУ-610М с передаточным числом 18.
Выбор соединительных муфт
Для соединения валов электропривода с редуктором используем зубчатую
муфту 2-го типа (старое название - муфты МЗП) через промежуточный вал.
Муфту выбираем в зависимости от передаваемого вращающегося момента
и условий работы:
ТККKТр 321
Нм
UK
DgmQ
Т
мрп
кт 83,1127
85,0182
25,081,9407210000
2
где
р
Т
- расчетный вращающий момент
K
- коэффициент запаса прочности; в общем случае
321 KKKK
,
где K1 = 1,2 - коэффициент, учитывающий степень ответственности
соединения;
K2 = 1,2 - коэффициент режима работы;
K3 = 1,25 - коэффициент углового смещения для муфт 2-го типа;
8,125,12,12,1 K
Т
- действующий вращающий момент;
Т
- допускаемый вращающий момент, который способна передать
муфта.
мНТ р 11,243683,11278,1
Выбор тормоза
Расчетный тормозной момент механизма при работе крана в закрытом
помещении определяется для движения без груза под уклон в предположении,
что реборды колес не задевают за головки рельсов:
отроиноут TTTT ...
,
где
отроиноу TTT ... ,,
- соответственно моменты, создаваемые уклоном,
инерцией и силами трения, приведенные к валу тормоза.
р
мку
оу U
DW
T2
.
,
р
мкин
оин U
DW
T2
.
,
мр
ктр
отр U
DW
T
2
.
,
где
м
- КПД механизма;
тринуWWW ,,
- сопротивления передвижного крана (тележки) без груза,
создаваемые уклоном, инерцией и трением соответственно.
ту GW
;
amW тоин
.
;
ттрол
н
отр GK
D
df
W
2
.
,
где
=1,25 - коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся масс
механизма;
трол
K
=1,25 - коэффициент, учитывающий сопротивление движению
тележки от троллейного токопровода.
НWу95,599132,3994615,0
;
НWоин 5,763407215,025,1
.
;
НWотр 53,34625,1
250
)49015,05,02(32,39946
.
.
мНTоу
11,39
182
94,025,095,5991
.
мНTоин
98,4
182
94,025,05,763
.
мНTотр
56,2
94,0182
25,053,346
.
мНTт 65,4656,298,411,39
Выбираем тормоз ТКГ-160 диаметр тормозного шкива 160 мм, с
наибольшим тормозным моментом 100 Н·м.
2. Проверочные расчеты
.1 Проверка надежности пуска двигателя механизма подъема
Среднепусковой момент
Тср.п =Тст+Ти.п.+Ти.вр
Ти.п. - момент от сил инерции поступательно движущихся масс
Ти.вр - момент от сил инерции вращательно движущихся масс
Раскрыв значения моментов определяем:
Время разгона
стпср
мехpп
бтгдв
рТТ
UК
rmm
J
n
t
..
22
2
1)(
30
1
J
=1,02- момент инерции вращающихся масс быстроходного вала, кг*м2
=1,2 - коэффициент учитывающий инерцию вращающихся масс
Тст - момент статических сопротивлений, приведенных к валу двигателя,
Н*м
мехпp
бпг
ст KU
rmmg
Т
)(
мНТТТ стпсрндвпср *14,55972,29355,123,550
...
мН
n
Р
Тндв *23.550
955
55
9554
40
40
9554
.
ндв
Т.
- мощность двигателя по каталогу при ПВ=40%
пср.
=1,55 - кратность среднепускового момента двигателей
сtр37,1
72,29314,559
85,0502
25,0)18010000(
02,12,1
30
95514,3
22
2
сtрек 2...1
Условие выполняется.
2.2 Проверка электродвигателя механизма передвижения тележки на
время разгона
Время разгона
1...
2
2
1)(
30
стпср
мехp
ктгдв
рТТ
U
rmm
J
n
t
1
J
=0,225
=1,2
мН
U
rWW
Т
мехp
кутр
ст *1,22
85,018
36,2705125,0
)(
мН
n
Р
Тндв *8,111
940
11
9554
40
40
9554
.
мНТТТ стпсрндвпср *19,1511,2255,18,111
...
06,2
1,2219,151
85,018
125,0)407210000(
225,02,1
30
94014,3
2
2
р
t
Условие выполняется
р
t
<5…6с
2.3 Проверка механизма передвижения тележки на отсутствие
буксирования
Сила сцепления колес с рельсами
)( .. онocзапсц WWКW
Кзап=1,2 - коэффициент запаса сцепления
сцсц GW
Вес тележки приходящийся на приводные колеса
Н
n
n
GG
общ
пр
тсц 16,19973
4
2
32,39946
НWсц 63,39942,016,19973
2,0
- коэффициент сцепления колеса с рельсом при работе крана в
помещении
Максимальная сила статического сопротивления
НWGК
D
fd
GW втр
к
тoc 07,693005,2
250
5,0249015,0
32,39946
2
.
Сопротивление от сил инерции массы тележки
j
g
G
Wт
он
.
Допустимое ускорение тележки
с
К
D
df
D
d
f
Кn
n
gj р
запобщ
пр
доп
52,3
5,2
250
5,0249015,0
250
49
015,0
2,1
2,0
4
2
81,9
2
НWон 2,143352,3
81,9
32,3994
.
ННWсц 63.39945,2551)2,143307,693(2,1
Условие выполняется
Фактическое время торможения
c
t
V
j
p
т
факт 33.0
06.260
41
Допустимое замедление тележки при торможении
с
D
df
D
d
f
Кn
n
gj
запобщ
пр
тормдоп
87,0
250
5,0249015,0
250
49
015,0
2,1
2,0
4
2
81,9
2
.
тормдоптормфакт jj ..
87,033,0
Условие выполняется
2.3 Проверка ходовых колес на контактные напряжения обода и
рельса
Напряжение в контакте обода колеса и рельса с выпуклой головкой
32
1
7500 D
РК
КК д
К=0,127- коэффициент зависящий от отношения радиуса закругления
головки рельса r к диаметру колеса
К1=1,05- коэффициент учитывающий влияние касательной нагрузки на
напряжение в контакте
Кд=1+
1
а
Vт=1+0,2*41/60=1,14- коэффициент динамичности пары
«колесо-рельс»
1
а
=0,2- коэффициент зависящий от жесткости кранового пути
Р=41943,64Н - максимальная статическая нагрузка на колесо
МПа42,424
25
9,4114,1
05,1127,075007500 32
Допускаемые контактные напряжения
9
4
10
N
оN
Приведенное число оборотов колеса
c
NN
Полное число оборотов колеса
маш
c
cТ
D
V
N
4
1036
49,0
- коэффициент приведенного числа оборотов колеса
612.068.09.0 VVc
-усредненная скорость передвижения колеса
9.0
- коэффициент зависящий от отношения времени
неустановившегося движения к полному времени передвижения
чТ маш 3200
- машинное время работы колеса
8981203200
25014,3
612,0
1036 4
c
N
44007989812049,0 N
МПа
о860
- допускаемые контактные напряжения колеса при
4
10N
МПа
N32,729
440079
10
860 9
4
>424.42МПа Условие выполняется
3. Компонование тележки мостового кран
.1 Предварительная компоновка механизмов на раме тележки
Расположение механизмов на раме тележки должно обеспечить ее
минимальные габариты, массу и равномерную нагрузку на ходовые колеса при
номинальном грузе на крюке.
3.2 Определение весов и координат центров тяжестей
Значения масс, весов и координат центров тяжестей сведены в таблицу 2
(вес тормоза привода передвижения, промежуточных валов и муфт невелик по
сравнению с весом рамы тележки и остального оборудования, поэтому его можно
в расчет не принимать):
Механизм
Оборудование
Вес, Н
Координаты, мм
х
y
Механизм подъема
Электродвигатель
4806,9
610
714
Барабан
7848
0
64
Редуктор
10791
-1090
44
Тормоз
981
-680
714
Механизм передвижения
Электродвигатель
1667,7
1030
- 1110
Редуктор
4414,5
0
- 1110
Рама
9437,2
.3 Определение нагрузки на ходовые колеса
Определяем нагрузку на ходовые колеса тележки от веса порожней
тележки:
кН
L
x
B
yG
P
m
m
m
mm
m04,3]
2180
)302(2
2220
832
1[
4
44,9
)
22
1(
4
1
кН
L
x
B
yG
P
m
m
m
mm
m88,1]
2180
)302(2
2220
832
1[
4
44,9
)
22
1(
4
2
кН
L
x
B
yG
P
m
m
m
mm
m83,2]
2180
)302(2
2220
832
1[
4
44,9
)
22
1(
4
3
кН
L
x
B
yG
P
m
m
m
mm
m73,1]
2180
)302(2
2220
832
1[
4
44,9
)
22
1(
4
4
Соответственно от веса груза:
G
m
гргр
GPкН
B
yG
P21 97,25
2500
732
1
4
1,98
2
1
4
G
m
гргр
GPкН
B
yG
P43 11,23
2220
732
1
4
1,98
2
1
4
Статическая нагрузка на ходовые колеса в груженом положении:
кНPPP Gm 01,2997,2504,3
111
кНPPP GmG 74,2591,2283,2
333
кНPPP Gm 02,2814,2688,1
222
кНPPP GmG 84,2411,2373,1
444
Условие:
%15%3,14%100
01,29
84,2401,29
P
Проверка отвечает равномерному распределению нагрузок на колеса.
Список литературы
1. Грузоподъемные машины: Учебно-методическое пособие/ Ю. В. Наварский.
Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ - УПИ, 2003. 100 с.
2. Курсовое проектирование грузоподъемных машин: Учеб. пособие для
студентов машиностр. спец. вузов/С. А. Казак, В. Е. Дусье, Е. С. Кузнецов и др.;
Под ред. С. А. Казака. - М.: Высш. Шк., 1989. - 319с.: ил.
. Курсовое проектирование грузоподъемных машин под редакцией Руденко.
. Подъемно-транспортные машины. Атлас конструкций. Учебное пособие
для вузов. Под ред. д-ра техн. наук М. П. Александрова и д-ра техн. наук Д. Н.
Решетова. М., «Машиностроение», 1973, 256 с.
