СОДЕРЖАНИЕ
РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА ТЕЛЕЖКИ КРАНОВОЙ С НАВЕСНЫМ
РЕДУКТОРОМ ПЕРЕДВИЖЕНИЯ.
1. 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 при
подъеме груза. …4
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 Выбор электродвигателя. …9
2.4 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. Компоновка 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
РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ТЕЛЕЖКИ.
1. Схема механизма. …18
2. Выбор ходовых колес. …18
2.1Определение предварительной массы тележки. …18
2.2Давление на ходовое колесо. …19
3. Расчет сопротивления передвижению. …19
4. Выбор электродвигателя. …19
5. Выбор редуктора. …20
6. Определение коэффициента запаса сцепления приводных
колес с рельсом при пуске.
…20
7. Выбор тормоза. …21
Список литературы …22
МЕТОДИКА РАСЧЁТА МЕХАНИЗМА ПОДЪЁМА ГРУЗА МОСТОВОГО
(КОЗЛОВОГО) КРАНА ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ.
Задание: спроектировать механизм подъёма груза консольной тележки с
боковыми роликами.
Дано: грузоподъёмность m=10т; скорость подъёма v=0.4
м/с; высота подъёма H=8м; режим нагружения L1 - легкий; 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
1081.981.910000
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
применяют сдвоенные полиспасты с кратностью, возрастающей от 2 до 4 при
увеличении грузоподъёмности от 5 до 50 тонн».
Получим КПД полиспаста для кратностей
2;3;4a
по формуле (2):
.96.0
4
97.097.097.01
;97.0
3
97.097.01
;99.0
2
97.01
32
4
2
3
2
Согласно рекомендации ВНИИПТМаш [1] с.84: “При малых
грузоподъемностях (до 3 т) груз может подвешиваться без полиспаста, либо
на одном подвижном блоке; при грузоподъемностях свыше 5т обычно
применяют сдвоенные полиспасты с кратностью, возрастающей от 2 до 4 при
увеличении грузоподъемности от 5 до 50 т”.
1.3 НАИБОЛЬШЕЕ НАТЯЖЕНИЕ ВЕТВИ КАНАТА, НАБЕГАЮЩЕГО
НА БАРАБАН ПРИ ПОДЪЕМЕ ГРУЗА
a
r
ak a
F
F
; (3)
где k- число полиспастов.
В нашем случае
=2, т.е. оба конца каната закреплены на барабане - для
строго вертикального подъёма груза, выравнивания усилий на опоры
барабана (рис.2).
Наибольшее натяжение ветви каната, набегающей на барабан при подъёме
груза, по формуле (3):
HF 4
4
21047.2
99.022
1081.9
;
;1066.1
97.023
1081.9 4
4
3HF
;1026.1
96.024
1081.9 4
4
4HF
Рис.2. Схемы полиспастов механизма подъема груза
1.4. РАЗРЫВНОЕ УСИЛИЕ КАНАТА ВЦЕЛОМ
paa zFF
0
,(4)
где
p
z
- минимальный коэффициент использования каната.
Символ
означает смещение по таблице вверх и вниз на 1 и 2 шага.
Таблица №1
Группа
классификации
механизма по 4301/1
Коэффициент
использования каната
z
Коэффициент выбора
диаметра барабана h1
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
Согласно «Правил...» (2), с.18: ”допускается изменение коэффициента
выбора диаметра барабана
1
h
, но не более чем на два шага по группе
классификации в большую или меньшую сторону (см. табл. прилож. 1) с
соответствующей компенсацией путем изменения величины z(см. табл.
прилож. 1) на то же число шагов в меньшую или большую сторону, поэтому
введём ряд смещений:
.2;1;0;2;1
Тогда получим, что для группы
классификации механизма М2 z=3.35.
Разрывное усилие каната (
0, Н
a
F
) для кратностей
2,3,4a
, для основного и
добавочных значений zр получим по формуле (4):
;1088.941047.2 44
22202 HzFF p
;1064.641066.1 44
23203 HzFF p
;1004.541026.1 44
24204 HzFF p
;1076.855.31047.2 44
12102 HzFF p
;1089.555.31066.1 44
13103 HzFF p
;1047.455.31026.1 44
14104 HzFF p
;1027.855.31047.2 44
02002 HzFF p
;1056.555.31066.1 44
03003 HzFF p
;1022.455.31026.1 44
04004 HzFF p
;1078.715.31047.2 44
12102 HzFF p
;1022.515.31066.1 44
13103 HzFF p
;10.26.315.31026.1 44
14104 HzFF p
;1078.715.31047.2 44
22202 HzFF p
;1022.515.31066.1 44
23203 HzFF p
;10.26.315.31026.1 44
24204 HzFF p
1.5. ВЫБОР ТИПА КАНАТА
Предположим, что кран работает в чистом, сухом помещении при
отсутствии пыли и влаги, тогда следует выбрать канат типа
ЛК-РО 6 36+1 о.с.
ГОСТ 7668-80 с малым количеством проволок большого диаметра.
Абразивная и коррозионная износостойкость этого каната ниже, чем у
ЛК-Р 6 19+1 о.с.
но усталостная износостойкость выше.
По найденным в п.1.4. значениям
0a
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.
Таблица №2
Диаметр
каната,мм
Маркировочная
группа,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
13.5
10.15
10.60
По (таблице. 2) имеем следующие значения диаметров каната (в скобках
указаны маркировочные группы, МПа, разрывные усилия,
4
10 НF
):
)88,915,10;1770(5,13
22
d
)64,6510.7;1770(5,11
23
d
)04,5610,5;1770(7,9
24
d
)76,815,10;1770(5,13
12
d
)89,5510.7;1770(5,11
13
d
)47,4545,4;1770(0,9
14
d
)27,815,10;1770(5,13
20 d
)56,5610.5;1770(7,9
30 d
)22,4545,4;1770(0,9
40 d
)78,715,10;1770(5,13
12
d
)22,5610.5;1770(7,9
13
d
)26,3545,4;1770(0,9
14
d
)78,715,10;1770(5,13
22
d
)22,5610.5;1770(7,9
23
d
)26,3545,4;1770(0,9
24
d
.
1.6. МИНИМАЛЬНЫЙ ДИАМЕТР БАРАБАНА
aa dhD 1
,(6)
где
1
h
- коэффициент выбора диаметра барабана.
По табл.1 (см. пункт 1.5) для заданной группы классификации механизмов
получаем основное значение
1
h
. При смещении по этой таблице вниз на два
шага (т.к. М2) находят значения
1
h
, где
.2;1;0;1;2
По формуле (6) получим
a
D
, мм:
ммD2,1515.132,11
22
ммD8,1285,112,11
23
ммD8,1007,92,11
24
ммD2,1515.132,11
12
ммD8,1285,112,11
13
ммD8,1000,92,11
14
ммD75,1685,135,12
20
ммD25,1217,95,12
30
ммD5,11290,95,12
40
ммD1895,1314
12
ммD8,1357,914
13
ммD1260,914
14
ммD2165,1316
22
ммD2,1557,916
23
ммD1440,916
24
.
1.7. РАСЧЕТНЫЙ ДИАМЕТР БАРАБАНА
Барабаны диаметром меньше 100 мм исключают из дальнейших расчетов,
т.к. наименьший из выходных валов редукторов с частью зубчатой
полумуфты, встраиваемый в барабан, имеет диаметр
03,5 40 140 ммD mz
,
[3] с.30. Тогда диаметр охватывающей зубчатой обоймы составляет
1,4 200 ммmz
. Конструктивно трудно перейти от большего диаметра зубчатой
обоймы к меньшему диаметру барабана при их отношении, свыше
200/100 2k
.
При расчёте без помощи ЭВМ можно исключить барабаны диаметром
меньше 160 мм. Тогда
200/160 1,25k
. Ступень барабана высотой 25% легко
выполнима. Расчётный диаметр барабана
a
D
мм, принимают из ряда
20Ra
,
(10) с.29: 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 220, 250, 280, 320, 360, 400, 450,
500.
Расчетный диаметр барабана
a
D
,мм:
.160;160
220;200;180;160;160
'24
'23
'22
'12
'14
'12
'22
ммDммD
ммDммDммDммDммD
Барабаны диаметром менее 160 мм исключены т.к. будут иметь большую
ступень.
1.8. ДЛИНА БАРАБАНА С ДВУСТОРОННЕЙ НАРЕЗКОЙ
aa
a
a
aDcd
D
aHd
L
1,15,3
1,1
2
,(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.
Руководствуясь [1] с.85, можно принять:
0,5c
для кратности
1a
,
0,2c
для кратности
2a
,
0,3c
для кратности а=3,
0,4c
для кратности
4a
.
Длина барабана с двусторонней навивкой, мм по формуле (7):
ммL10821602,05,131,15,3
160
21085,131,1
23
22
ммL9261602,05,111,15,3
160
21085,111,1
23
12
ммL7141602,07,91,15,3
160
21087,91,1
23
20
ммL9002002,05,131,15,3
200
21085,131,1
23
12
ммL8332202,05,131,15,3
220
21085,131,1
23
22
ммL10301603,07,91,15,3
160
21087,91,1
23
23
ммL12541604,00,91,15,3
160
21080,91,1
23
24
1.9. ПРОВЕРКА РАЗМЕРОВ БАРАБАНА ПО УСЛОВИЯМ.
a
a
D
L
5,3
, (8) и
65,3
a
a
D
L
,(9)
При
5,3/
aa DL
проводят простой расчёт барабана на сжатие. При
6/5,3
aa DL
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:
676,6
160
1082
22
22
D
L
-не подходит;
678,5
160
926
12
12
D
L
- подходит;
69,3
180
714
20
20
D
L
-подходит;
65,4
200
900
12
2
D
L
-подходит;
678,3
220
833
22
22
D
L
-подходит;
643,6
160
1030
20
23
D
L
-подходит;
683,7
160
1254
24
24
D
L
-не подходит.
1.10. УГЛОВАЯ СКОРОСТЬ БАРАБАНА
'
2
aa
Va
D
рад/с,(10)
где
V
- скорость подъема груза,
с
м
;88,8
180,0
232,02
;10
160,0
132,02
20
12
срад
срад
;27,7
220,0
232,02
;8
180,0
232,02
22
12
срад
срад
2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
2.1.ПРОДОЛЖИТЕЛЬНОСТЬ ВКЛЮЧЕНИЯ.
Таблица №3
Режим нагружения по
ИСО4301/1
ПВ%
Легкий
Умеренный
Тяжелый
Весьма тяжелый
15
25…40
40
60
По заданию принимаем режим L1-умеренный и ПВ=15%.
2.2. СТАТИЧЕСКАЯ МОЩНОСТЬ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.
м
vF
Р
40
,(11)
где
9,0
м
- предварительное значение КПД (для механизма подъёма с
цилиндрическим редуктором).
Статическая мощность электродвигателя, формула (11):
,106,43
9,0
32,01081,9 3
4
40 ВтP
.1015
40
15
106,43
40
15 33
4015 ВтPP
2.3. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.
Для двигателей более 15 кВт принимаем двигатели короткозамкнутые
серии 4MTF по ГОСТ 185-70:
4MTF(H) 225-LB6 4MTF(H) 225M8
ммB
ммll
кгm
минобn
p
кВтP
380
815
320
936
6
30
11
130
6
ммB
ммll
кгm
минобn
p
кВтP
435
820
420
720
8
30
11
130
8
2.4. УГЛОВАЯ СКОРОСТЬ ДВИГАТЕЛЯ
30
р
эр
n
,(12)
где n – число оборотов двигателя.
Получим:
86,97
30
935
6
э
рад/с,
36,75
30
720
8
э
рад/с.
3. ВЫБОР РЕДУКТОРА
3.1. ВЫБОР ТИПА РЕДУКТОРА.
Наиболее совершенным являются крановые редукторы типа Ц2
Ленинградского завода портальных кранов.
3.2. РАСЧЕТ РЕДУКТОРА ПО РАДИАЛЬНОЙ КОНСОЛЬНОЙ
НАГРУЗКЕ.
Условие прочности:
ау
FF
, (13)
где
а
F
– действующая радиальная (консольная) нагрузка. Полагаем, что
наибольшее усилие от левой ветви каната, набегающей на барабан, Fa
действует на консоль выходного вала редуктора (рис. 2). То же, от правой
ветви каната действует на опору справа от барабана; Fy – допускаемая
радиальная консольная нагрузка на выходном валу редуктора.
Для полиспаста кратностью
2a
выберем редуктор Ц2-350, для которого
условие (13) выполняется с наименьшим запасом:
НFНFy3200024700
2
Масса редуктора Ц2-350 : m=210 кг, КПД=0,96.
3.3.ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО РЕДУКТОРА
эр
pa а
U
,(14)
Определим расчетное передаточное число редуктора, формула (14), и
округлим его до номинального значения по каталогу :
107,9
10
86,97
162
U
1223,12
8
86,97
162
U
1002,11
88,8
86,97
620 U
1246,13
27,7
86,97
262
U
853,7
10
36,75
182
U
1042,9
8
36,75
182
U
848,8
88,8
36,75
820 U
1036,10
27,7
36,75
282
U
3.4.ГРУЗОВОЙ МОМЕНТ НА БАРАБАНЕ
2
'
aa
a
DF
T
, (15)
где
2
– число полиспастов.
Получим:
мHT
3952
2
16,01047,22 4
12
мHT
4446
2
18,01047,22 4
20
мHT
4940
2
2,01047,22 4
12
мHT
5434
2
22,01047,22 4
22
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 Ц2-350 для кратности
2a
(рис. 2а) по условию (16).
Допускаемый крутящий момент на валу редуктора
dpa
T
Н·м, по каталогу,
определяем для редуктора Ц2-350, соответствующей частоты вращения вала
электродвигателя
936
6n
и
720
8n
миноб
. Сведем результаты в таблицу 2:
Таблица 4
Вариант
pa
pa
T
dp
T
/
dp a
TT
Редуктор:
тип
Uн
62-1
3952
8000
2,02
350
10
620
4446
8000
1,79
350
12
62+1
4940
8000
1,61
350
12
62+2
5434
8000
1,47
350
12
81-1
3952
7100
1,79
350
8
820
4446
7100
1,59
350
8
82+1
4940
7100
1,43
350
10
82+2
5434
7100
1,30
350
10
4. ВЫБОР ТОРМОЗА
4.1. СТАТИЧЕСКИЙ МОМЕНТ НА ВХОДНОМ ВАЛУ РЕДУКТОРА ПРИ
ТОРМОЖЕНИИ
,
pa
aмa
cpa U
T
T
(17)
где
a
- КПД полиспаста;
м
- КПД механизма, который можно принять равным:
мрм
,
где
96,0
р
-КПД редуктора;
99,0
м
-КПД барабана со встроенной зубчатой полумуфтой.
95,099,096,0
м
pa
U
- номинальное передаточное число редуктора.
По формуле (17) имеем:
Вариант
Tcpa , Нм
61-1
37110:)99,095,03952(
620
34812:)99,095,04446(
62+1
38612:)99,095,04940(
62+2
42512:)99,095,05434(
81-1
4648:)99,095,03952(
820
5228:)99,095,04446(
82+1
46410:)99,095,04940(
82+2
51010:)99,095,05434(
4.2. ТОРМОЗНОЙ МОМЕНТ, НА КОТОРЫЙ РЕГУЛИРУЮТ ТОРМОЗ
тсpa pa
T k T
(18)
где
k
- коэффициент запаса торможения.
Согласно (2) с.10
1,5k
. При двух и более тормозах
1,25k
. Если имеем два
и более приводов с двумя тормозами каждый, то
1,1k
. Тормоз выбирают по
условию
ктpa
TT
, где
к
T
– максимальный тормозной момент по каталогу.
Тормозной момент
т
T
, по формуле (18):
Вариант
тpa
T
, Н·м
62-1
371·1,5=556,5
620
348·1,5=522
62+1
386·1,5=579
62+2
425·1,5=637,5
82-1
464·1,5=696
820
522·1,5=783
82+1
464·1,5=696
82+2
510·1,5=765
Для всех вариантов выбираем тормоз типа ТКГ-300 с тормозным
моментом
HмTмHT 522300
max
.
Масса тормоза 55 кг.
5. КОМПОНОВКА МЕХАНИЗМА
5.1 СРАВНЕНИЕ МЕТАЛЛОЕМКОСТИ МЕХАНИЗМОВ ПОДЪЕМА.
Для сравнения металлоёмкости вариантов механизма подъёма заносят их
характеристики в табл.4.
Таблица 4
Вариант
61-1
620
61+2
62+2
масса редуктора
210
210
210
210
масса двигателя
320
320
320
320
масса тормоза
55
55
55
55
суммарная масса
585
585
585
585
Вариант
81-1
820
81+2
82+2
масса редуктора
210
210
210
210
масса двигателя
420
420
420
420
масса тормоза
55
55
55
55
суммарная масса
685
685
685
685
5.2. УСЛОВИЕ СОСЕДСТВА ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И БАРАБАНА.
Необходимо, чтобы размер соседства электродвигателя и барабана
1
A
удовлетворял условию:
1 31 0,65 ' 20
W
A a b D
мм,(19)
где
W
a
– суммарное межосевое расстояние редуктора;
31 11 2bb
–
габаритный размер электродвигателя;
0,65 'D
– размер от оси вращения
барабана до наружного конца шпильки крепления каната. Если
120 ммA
, то
принимают редуктор с большим значением
W
a
По формуле (19) имеем
Вариант
А1, мм
62-1
350-190-0,65·160=56>20
620
350-190-0,65·180=43>20
62+1
350-190-0,65·200=30>20
62+2
350-190-0,65·220=17<20
82-1
350-217,5-0,65·160=28,5>20
820
350-217,5-0,65·180=15,5<20
82+1
350-219,5-0,65·200=2,5<20
82+2
350-217,5-0,65·220=-10,5<20
Для вариантов 62+2,820,82+1,82+2 условие соседства не выполняется.
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;
0,6mz
– размер от
оси вращения барабана до крайней точки зубчатой ступицы, получен
конструктивно,
m
D
– диаметр тормозного шкива;
0,8 m
D
– размер от оси
вращения тормозного шкива до наружной поверхности рычага тормоза,
получен конструктивно.
По формуле (20) получаем:
Вариан
т
2
A
, мм
62-1
350-0,6·6·40-0,8·300=-4<20
620
350-0,6·6·40-0,8·300=-4<20
62+1
350-0,6·6·40-0,8·300=-4<20
82-1
350-0,6·6·40-0,8·300=-4<20
Заменяем тормоз ТКГ-300 на два тормоза ТКГ-200, но при этом
увеличивается масса тележки. Для всех вариантов А2:
А2=350-0,6·6·40-0,8·200=46>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.
Если же это условие не выполняется, то барабан будет ступенчатым.
Вариан
т
1,4D mz
62-1
160<1,4·6·40=336
620
180<1,4·6·40=336
62+1
200<1,4·6·40=336
82-1
160<1,4·6·40=336
Очевидно, все варианты имеют ступенчатый барабан.
Полуколея тележки.
Полуколея тележки равна расстоянию от середины редуктора до середины
барабана
axp LLBLL 5,02
4
.
Вариан
т
p
L
,мм
62-1
223+115+26+0,5·926=934
620
230+115+27+0,5·714=729
62+1
230+115+28+0,5·900=923
82-1
230+115+26+0,5·926=934
5.5. МИНИМАЛЬНАЯ КОЛЕЯ ТЕЛЕЖКИ
min 2P
BL
,(23)
Находим значения
min
B
для каждого варианта и округляем его до
ближайшего большего значения, кратного 10 мм (табл.5).
Минимизация колеи и массы
Таблица 5
Вариан
т
min
B
,мм
Масса
, кг*
62-1
2·934
1868
606
620
2·729
1458
606
62+1
2·923
1846
606
82-1
2·934
1868
706
*см. табл.4
Как видно из таблицы 5 наиболее легким и наименьшим по ширине колеи
является вариант 602.Вариант 82-1 отличается от него типом
электродвигателя.
Окончательная минимилизация колеи и массы.
Таблица 6.
ВЫВОДЫ
Вариант
602(без
пром. валом)
Масса редуктора
210
Масса двигателя
320
Масса тормоза
76
Суммарная масса
606
Длина колеи
1458
1. Для грузоподъемности 10т кратность 3 и 4 неприемлема, т.к. диаметр
барабана составляет менее 160 мм, а длина барабана более, чем в 6 раз
превышает его диаметр. Вариант с кратностью a=1 так же не подходит, т.к. в
этом случае масса механизма подъема резко увеличится из-за выросшей
радиальной нагрузки и приходится применять более тяжелый редуктор Ц2-
500.
2. Использование восьми полюсных двигателей нецелесообразно в связи с
увеличением массы двигателя и тормоза по сравнению с шести полюсными.
3. Тормоз ТКГ-300 не подходит, Т.к он не удовлетворяет условию
соседства тормоза и барабана, поэтому заменяем его на два тормоза ТКГ-200.
4. Наиболее приемлем вариант 620 (без пром. вала)с увеличенным до
180мм диаметром барабана. Он отличается от ближайшего варианта 82-1(с
пром. валом) меньшей колеёй , хотя их вес отличаться на 100кг, т.к. в
варианте 82-1(с пром. валом) мы не учли массы пром. вала и утяжеление ее в
связи с увеличенной колеей.
РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ КОНСОЛЬНОЙ ТЕЛЕЖКИ.
1. Тележка (рис.4 ) имеет опорные ходовые колеса 1 и2, а также боковые
ролики: верхний 3 и нижний 4. Ходовое колесо 1 приводится в движение при
помощи редуктора 5 и электродвигателя 6. На металлоконструкции тележки
7 установлен механизм подъема 8.
Исходные данные см. в задании и выше в расчете механизма
передвижения.
2. ВЫБОР ХОДОВЫХ КОЛЕС.
2.1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРЕДВАРИТЕЛЬНОЙ МАССЫ ТЕЛЕЖКИ.
На основании статистических данных массу тележки можно выразить
зависимостью:
гт mm 3,0
,(1)
где
г
m
- масса груза.
Получим:
33 10310103,0
т
m
кг
Вес тележки:
mтmgF
,(2)
Получим:
43 10943,210381,9
т
F
H
Вес груза:
гг mgF
,(3)
Получим:
43 1081,9101081,9
г
F
H
Вес тележки с грузом:
444 107,121081,910943,2 гттг FFF
H ,(4)
2.2. ДАВЛЕНИЕ НА ХОДОВОЕ КОЛЕСО.
;
Z
F
Fтг
хк
H,(5)
4
41017,3
4
107,12
4
тг
хк
F
F
H,
Определим диаметр ходового колеса
хк
D
,мм
3
10200
хкхк FD
,(8)
Получим:
231101017,3200 34
хк
D
мм
Итак, выберем колесо, диаметром 250мм: диаметр внутреннего отверстия
подшипника d=50мм. Значения
хк
D
и d принимают по ГОСТу 24.090.09-75, а
значение
в этом случае равно 0,4мм по [4], с. 276 .
3. РАСЧЕТ СОПРОТИВЛЕНИЯ ПЕРЕДВИЖЕНИЮ.
Сила сопротивления передвижению тележки с грузом.
рnu
хк
ckF
D
df
F
2
,(9)
где f – коэффициент трения качения подшипников буксы (f=0,015) см. [4], с.
275 ;
р
k
- коэффициент сопротивления реборды (
5,2...2
р
k
), см. [4], с. 275 .
По формуле (9):
1575107,122
250
50015,04,02 4
c
F
H
4. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.
Номинальная мощность электродвигателя механизма передвижения:
3
10663,0
95,0
4,01575
vF
Pc
Вт, (10)
Выбираем электродвигатель 4АСE90LЕ6. Мощность электродвигателя
кВтPЭ7,1
при ПВ 40%, тормозной момент
мНТТЭ 16
, частота вращения
минобnЭ/930
.
Угловая скорость электродвигателя:
срад
n
хк 4,97
30
93014,3
30
.
Момент инерции
2
0073,0 мкгJЭ
, пусковой момент
мНТ п 33
.
Номинальный момент при пуске:
мНТп 4,26338,0min
.
Номинальный момент электродвигателя:
срад
Р
Т
Э
Э
НЭ 5,17
4,97
107,1 3
5. ВЫБОР РЕДУКТОРА.
Угловая скорость ходового колеса:
срад
Dхк
хк 2,3
25,0
4,022
,(11).
Определим требуемое передаточное число:
4,30
2,3
4,97
хк
эд
эд
U
,(13)
Принимаем редуктор ВКН-320 с передаточным числом
5,31
ред
U
; диаметр быстроходного вала равен 25мм, масса редуктора 40 кг.
pНЭpUTT
мНTp 52395,05,315,17
;
6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ЗАПАСА СЦЕПЛЕНИЯ
ПРИВОДНЫХ КОЛЕС С РЕЛЬСОМ ПРИ ПУСКЕ.
сц
дтст
сц
сц k
FF
F
k
,(14)
где
сц
F
- сила сцепления приводных ходовых колес с рельсами;
ст
F
- сила статического сопротивления передвижению тележки без груза
и без учета трения в подшипниках приводных колес;
дт
F
- сила динамического сопротивления передвижению тележки без
груза;
сц
k
- допускаемое значение коэффициента запаса сцепления (
сц
k
=1,1), [4].
При этом
z
z
FfF пр
тсцсц
,(15)
где
сц
f
- коэффициент сцепления приводного ходового колеса с рельсом.
Если исключено попадание влаги и масел, то
2,0
сц
f
,[5] с.12.
пр
z
- число приводных колес.
Имеем по формуле (15):
2940
4
2
10943,22,0 4
сц
F
H
Определим
ст
F
:
256
4250
250015,04,02
21094,2
24
р
хк
пр
тсц k
zD
fdz
FF
Н, (16)
Определим
дт
F
:
тдт maF
, (17)
где
a
- максимально допустимое значение ускорения (замедления) тележки.
Принимая
2,0a
,согласно [4], получим:
6001032,0 3
дт
F
H
1,136,3
600276
1094,2 3
сцсц kk
Таким образом, запас сцепления при пуске достаточен.
7. ВЫБОР ТОРМОЗА.
Тормозной момент определим как
11 cинTTTT
, (18)
где
1ин
T
- момент инерции вращающихся и поступательно движущихся масс,
приведенных к тормозному шкиву. Т.к. тормозной шкив установлен на
быстроходном валу редуктора, вращающегося от электродвигателя, то:
2
2
11 4
2,1 U
DQ
I
t
Tхктг
T
эд
ин
, (19)
где
мэд III
1
, (20)
выберем муфту МУВП-25 с диаметром выходного вала 25мм. Момент
инерции муфты
001,0
м
I
2
мкг
диаметр тормозного шкива 200мм.
Тогда получим:
0083,0001,00073,0
1I
2
мкг
Коэффициент полезного действия механизма:
93,098,095,0 мр
Время торможения:
2
2,0
4.0 a
t
c
,(21)
Тогда по формуле (19) получим:
75.9
5,314
93,025,01013
0083,02,1
2
4,97
2
23
1
ин
T
Hм
Определим статический момент сопротивления передвижению при
торможении:
28.3
95,05,3122
25,01575
2
Uk
DF
T
р
хкc
c
Hм, (22)
По формуле (18) получим:
47,628.375.9
T
T
Hм
На чертеже механизма передвижения укажем: “ тормоз отрегулировать на
момент 10 Нм.
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.
