1
СОДЕРЖАНИЕ
РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА ТЕЛЕЖКИ
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. …6
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. …11
5. Компановка механизма. …12
5.1 Условие соседства электродвигателя и барабана. …12
5.2 Условие соседства тормоза и барабана. …12
5.3 Расчет колеи тележки. …12
5.4 Минимальная колея тележки. …13
Выводы. …13
2
РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ
1. Схема механизма. …14
2. Выбор ходовых колес. …14
2.1Определение предварительной массы тележки. …14
2.2Давление на ходовое колесо. …15
3. Расчет сопротивления передвижению. …15
4. Выбор электродвигателя. …15
5. Выбор редуктора. …16
6. Определение коэффициента запаса сцепления приводных
колес с рельсом при пуске.
…16
7. Выбор тормоза. …17
Список литературы …18
3
МЕТОДИКА РАСЧЁТА МЕХАНИЗМА ПОДЪЁМА ГРУЗА МОСТОВОГО
КРАНА ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ.
Задание: спроектировать механизм подъёма груза мостового крана общего
назначения.
Дано: грузоподъёмность m=3,2т ; скорость подъёма v=0.16 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:
4
3200 9.81 3,1 10
r
FH
4
1.2. КПД ПОЛИСПАСТА
1
1 2 1 1
1ak
aa
K
,(2)
где
10,97
- 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):
;1
1
1
1
2
2
3
23
4
1 0,97 0,985;
2
1 0,97 0,97 0,97;
3
1 0,97 0,97 0,97 0,95.
4
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
ak
F
S
a
r
ak
; (3)
где k- число полиспастов.
В нашем случае k=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):
44
12 3,1 10 3.1 10
1 1 2
SH
;
44
22 3,1 10 1.6 10 ;
2 1 0.985
SH
5
Рис.2. Схемы полиспастов механизма подъема груза
1.4. РАЗРЫВНОЕ УСИЛИЕ КАНАТА ВЦЕЛОМ
zSF aka
0
,(4)
где
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
Тогда получим, что для группы
классификации механизма М1 z=3.15.
Разрывное усилие каната (
0, Н
a
F
) для кратностей
2,3,4a
, для основного и
добавочных значений z получим по формуле (4):
44
01 2 3.1 10 4,0 12,4 10 ;FH
44
02 1.6 10 3.35 5,4 10 ;FH
44
02 1 1,6 10 3.15 5 10 ;FH
44
01 3,1 10 3.35 10,4 10 ;FH
6
1.5. ВЫБОР ТИПА КАНАТА
Предположим, что кран работает на открытом воздухе при наличии пыли и
влаги, тогда следует выбрать канат типа
ЛК-РО 6 19 о.с.
ГОСТ 2688-80 с
малым количеством проволок большого диаметра. Абразивная и
коррозионная износостойкость этого каната выше, чем у
ЛК-РО 6 36+1 о.с.
но
усталостная износостойкость ниже.
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
Диаметр
каната,
мм
Маркировочная
группа,МПа
1764
1862
1764
1862
3.8
0.840
0.875
8.3
3.81
3.98
4.1
0.975
1.015
9.1
4.54
4.75
4.5
1.125
1.175
9.9
5.34
5.59
4.8
1.285
1.340
11.0
6.88
7.20
5.1
1.460
1.515
12.0
7.85
8.19
5.6
1.780
1.855
13.0
8.9
9.28
6.2
2.11
2.225
14.0
10.8
11.2
6.9
2.63
2.74
15.0
12.5
13.1
По (таблице. 2) имеем следующие значения диаметров каната (в скобках
указаны маркировочные группы, МПа, разрывные усилия,
4
10 НF
):
10 14(10,8 10,4)d
20 11(1764;5.34 4,91)d
)31,381.3;1764(3,8
30 d
)52,263,2;1764(9,6
10 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. М1) находят значения
1
h
, где
:2;1;0
10 1 1 1 1
12,5; 14; 11,2.h h h
По формуле (6) получим
a
D
, мм:
ммD157142,11
10
ммD1119,92,11
20
7
ммD175145,12
11
ммD1249,95,12
12
ммD1961414
21
ммD1399,914
22
ммD933,82,11
30
ммD779,62,11
40
ммD1043,85,12
13
ммD869,65,12
14
ммD1163,814
23
ммD6,969,614
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:
.200;180;160 211110 ммDммDммD
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
1,15,4
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):
3
11 1,1 15 8 10 1
2 3,5 1,1 14 0,5 160 721
160
Lмм
3
11 1,1 14 8 10 1
2 3,5 1,1 14 0,5 200 600
200
Lмм
3
10 1,1 14 8 10 1
2 3,5 1,1 14 0,5 180 634
180
Lмм
8
1.9. ПРОВЕРКА РАЗМЕРОВ БАРАБАНА ПО УСЛОВИЯМ.
3
a
a
L
D
, (8) и
63
a
a
D
L
,(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:
11
10
721 4,5 6
160
L
D
-не подходит;
11
11
600 33
200
L
D
- подходит;
10
10
634 3,5 6
180
L
D
-не подходит.
1.10. УГЛОВАЯ СКОРОСТЬ БАРАБАНА
'
2
aa
Va
D
рад/с,(10)
где
V
- скорость подъема груза,
с
м
10
11
2 0,16 1 1,8 ;
0,18
2 0,16 2 1,6 ;
0,200
рад с
рад с
2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
9
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-легкий и ПВ=15%.
2.2. СТАТИЧЕСКАЯ МОЩНОСТЬ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.
м
vF
Р
40
,(11)
где
0,9
м
- предварительное значение КПД (для механизма подъёма с
цилиндрическим редуктором).
Статическая мощность электродвигателя, формула (11):
43
40 3,1 10 0,16 5,5 10 ,
0,9
PВт
2.3. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.
Для мостового крана общего назначения, у которого статическая
мощность электродвигателя механизма подъема не превышает 15 кВт,
выбираем двигатель серии 4MTKF. Для легкого режима нагружения ПВ=15%
Технические данные электродвигателей принимаем по «Яуре А.Г., Певзнер
Е.М.»
Крановый электропривод: Справочник.- М.: Электрогостомиздат, 1988-344с.
4MTKF 112L B4 число полюсов р=4; Р=5,5кВт; n=1400 об/мин.
4MTKF B2 L6 р=6;р=5,5кВт; n=900 об/мин.
2.4. УГЛОВАЯ СКОРОСТЬ ДВИГАТЕЛЯ
30
n
эд
,(12)
где n – число оборотов двигателя.
Получим:
61400 146,5
30
рад/с,
8900 94,2
30
рад/с.
10
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
1a
выберем редуктор Ц2-350, для которого
условие (13) выполняется с наименьшим запасом:
1 350
31000 32000FF
, для которого условие прочности выполняется с
наименьшим запасом.
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 :
410 146,5 81,4
2
U
41 1 146,5 91,6
1,6
U
610 94,2 52,3
1,8
U
61 1 94,2 50,9
1,6
U
Использование 4-х полюсного
двигателя не целесообразно т.к. очень большое передаточное число.
3.4.ГРУЗОВОЙ МОМЕНТ НА БАРАБАНЕ
2
'
aa
a
DFk
T
, (15)
где
2k
– число полиспастов.
Получим:
11
4
11 1 3,1 10 0,16 2480
2
THм
4
10 1 3,1 10 0,18 2790
2
THм
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.
1) 61-1 Тas=2480 Hм Тdp=6300 Hм : редуктор подходит.Запас крутящего
момента 2,5
2) 610 Tas=2790 Hм Tdp=6300 Hм : редуктор подходит. Запас прочности
2,3
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 Тсpas, Hм
61-1 2480*0,96*1:50=47,6
610 2790*0,96*1:50=53,6
4.2. ТОРМОЗНОЙ МОМЕНТ, НА КОТОРЫЙ РЕГУЛИРУЮТ ТОРМОЗ
тсpa pa
T k T
(18)
где
k
- коэффициент запаса торможения.
К=1,5 по правилам ПУБЭГК.
Вариант Ttpas , Hм
61-1 1,5*47,6=71,4
610 1,5*53,6=80,4
Для всех вариантов выбираем тормоз типа ТКГ-160 с тормозным
моментом
max 100 80,4THм T Hм
. Масса тормоза 38 кг.
12
5. КОМПОНОВКА МЕХАНИЗМА
5.1. 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)
61-1 350-270/2-0,65*160=111мм
610 350-270/2-0,65*180=98мм
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
5.2. 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 наружней поверхности рычага тормоза,
получен конструктивно.
По формуле (20) получаем:
Вариан
т
2
A
, мм
62-1
350-5*40*0,6-
0,8*160=102>20
610
350-5*40*0,6-
0,8*180=86>20
Все варианты проходят по размеру A2.
5.3. 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)
13
где
4
L
– расстояние от оси редуктора до оси зубчатого венца;
b
–ширина
зубчатого венца. Размер
2b
необходим для размещения зубчатой ступицы
внутри барабана.
Очевидно, все варианты имеют ступенчатый барабан.
Полуколея тележки.
Полуколея тележки равна расстоянию от середины редуктора до середины
барабана.
Вариан
т
p
L
,мм
61-1
230+2*30+0,5*721+22,4=673
610
230+2*30+0,5*634+23,2=630,
2
5.4. МИНИМАЛЬНАЯ КОЛЕЯ ТЕЛЕЖКИ
min 2P
BL
,(23)
610 2*673=1346мм
61+1 2*630,2=1260мм
Окончательная минимилизация колеи и массы.
Таблица 6.
ВЫВОДЫ
1 для грузоподъемности 3,2т кратность а=2,3,4 неприемлема, т.к. длина
барабана более чем в 6 раз превышает его диаметр.
2 наиболее приемлем вариант с полиспастом кратностью а=1, с 6-ти
полюсным двигателем; при 4-х полюсном большее передаточное число,
которое превышает допустимое: из вариантов 61-1 и 610 выбираем 610 т.к.
отличается от 61-1 меньшей калией.
Вариант
61-1
610
Масса редуктора
210
210
Масса двигателя
104
104
Масса тормоза
22
22
Суммарная масса
336
336
Длина колеи
1346
1260
14
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 1089,1103,63,0
т
m
кг
Вес тележки:
mтmgF
,(2)
Получим:
43 1085,11089,181,9
т
F
H
Вес груза:
гг mgF
,(3)
Получим:
44 1018,6103,681,9
г
F
H
Вес тележки с грузом:
444 1003,81018,61085,1 гттг FFF
H ,(4)
2.2. ДАВЛЕНИЕ НА ХОДОВОЕ КОЛЕСО.
4
410015,4
2
1003,8
2
тг
хк
F
F
H,(5)
Определим расстояние между боковыми роликами h из уравнения
равновесия:
LFhF гбр
,(6)
где
бр
F
- давление на боковой ролик.
Целесообразно принять
хкбр FF
.
Тогда получим для тележки:
L
L
F
LF
h
бр
г
54,1
10015,4
1018,6
4
4
,(7)
15
Вылет консольной тележки определится из компоновочного чертежа
тележки, на котором необходимо обеспечить также размер
Lh 54,1
.
Определим диаметр ходового колеса
хк
D
,мм
3
10200
хкхк FD
,(8)
Получим:
15,2401010015,4200 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):
9961003,82
250
50015,04,02 4
c
F
H
4. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.
Номинальная мощность электродвигателя механизма передвижения:
3
1005,1
95,0
1996
vF
Pc
Вт, (10)
Выбираем электродвигатель 4АСE90LЕ6
5. ВЫБОР РЕДУКТОРА.
Угловая скорость ходового колеса:
срад
Dхк
хк 8
25,0
122
,(11).
Угловая скорость электродвигателя:
срад
n
хк 4,97
30
93014,3
30
,(12).
Определим требуемое передаточное число:
4,12
8
4,97
хк
эд
эд
U
,(13)
Принимаем редуктор ВКН-280 с передаточным числом
5,12
ред
U
; диаметр быстроходного вала равен 25мм, масса редуктора 40 кг.
6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ЗАПАСА СЦЕПЛЕНИЯ
ПРИВОДНЫХ КОЛЕС С РЕЛЬСОМ ПРИ ПУСКЕ.
16
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
=1,15), [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):
1850
2
1
1085,12,0 4
сц
F
H
Определим
ст
F
:
1742
2250
15,0015,04,02
1085,1
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
15,0a
,согласно [4], получим:
2841089,115,0 3
дт
F
H
15,14
284174
1850
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
013,0
м
I
2
мкг
диаметр тормозного шкива 200мм.
Тогда получим:
0203,0013,00073,0
1I
2
мкг
17
Коэффициент полезного действия механизма:
93,098,095,0 мр
Время торможения:
7,6
15,0
1 a
t
c
,(21)
Тогда по формуле (19) получим:
4,11
5,124
93,025,01019,8
0203,02,1
7,6
4,97
2
23
1
ин
T
Hм
Определим статический момент сопротивления передвижению при
торможении:
2,5
95,05,1222
25,0996
2
Uk
DF
T
р
хкc
c
Hм, (22)
По формуле (18) получим:
2,62,54,11
T
T
Hм
На чертеже механизма передвижения укажем: “ тормоз отрегулировать на
момент 10 Нм.
18
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.
