4. Расчёт механизма подъёма груза

4.1 Определение КПД полиспаста и подбор каната

Определяем кратность грузового полиспаста:



;

- количество ветвей каната, на которых подвешено грузозахватное устройство.

=2;

- количество ветвей каната, наматываемых на барабан.

=1.

2u

;

КПД полиспаста при кратности не более 4-х определяется:

блп





;



бл



КПД одного блока.

;98,0

бл



u-кратность полиспаста.

96,098,0 2



При наличии в системе подвески груза обводных блоков общий КПД будет равен:

;

0П

блоб





- количество обводных блоков.

=3.

;9,096,098,0 3

об



Механизм подъема груза должен рассчитываться на действие нормативной

(т) и

случайной составляющей

(т) массы груза, определяемой по формуле:

;

ЗQQKS 

- коэффициент, принимаемый в зависимости от грузоподъемности и режима

работы крана.

=0,05.

);(2,0405,0 тSQ

Тогда расчетная грузоподъемность

(т) составит:

);(2,42,04 тSQQ Q

H

Масса крюковой подвески

КП

(т) вычислим по формуле:

);(2,0405,0)08,0...04,0( тQm H

КП 

Расчёт стальных канатов на прочность производится согласно правилам

Ростехнадзора. Максимальное усилие в ветви каната

maxK

(кН), наматываемого на барабан:

;

)(

max

об

КП

Kuа

gmQ









где

Q

расчетная грузоподъемность, т;

g – ускорение свободного падения, м/с2;

);(24

9,021

8,9)2,02,4(

max кНSK







Из

м.

Лист

№ докум.

Дата

Разраб.

Провер.

Н.контр.

Лит.

КБ-303.00.00.000. РПЗ

Лист

Листов

Расчет механизма подъема груза

Подпись

Утв.

Якубович Р.А..

Анпилогов П.В.

ТГАСУ каф. СДМ

Гр. 315-1

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

ЛЛ

Дата

КБ-303.00.00.000. РПЗ

Лист

Необходимое минимальное разрывное усилие в канате усилие

(кН):

;

max0 PK ZSF 

где



коэффициент использования каната, определяемый в зависимости от

группы классификации механизма по ИСО 4301/1,

;35,3

);(4,8035,324

0кНF

Диаметр и маркировочную группу каната выбираем в зависимости от разрывного

усилия.

Условное обозначение стального каната: 13-Г-I-H-1568 ГОСТ 2688-80

13(мм) – диаметр каната;

Г – грузовой;

I – обозначение марки стали проволоки;

Н – нераскручивающийся, правой свивки прядей;

1568 – маркировочная группа (временное сопротивление разрыву одной проволоки),

МПа по которой взят диаметр каната и разрывное усилие;

Фактический коэффициент использования каната:

;

maxK

от

ФS

Z

где



от

табличное значение разрывного усилия в канате, принятое по

стандарту при данной маркировочной группе.

от

=81,25 кН.

38,3

25,81 

4.2 Определение геометрических размеров барабана

Минимальный диаметр барабана:

;

1dhDБ

Диаметр блока:

;

2dhDБл 

Диаметр уравнительного блока:

;

3dhDУБл 

где



321 ,, hhh

коэффициенты выбора диаметров;

5,12

1h

;

2h

;

5,12

3h

d –диаметр каната, мм.

);(5,162135,12 ммDБ

);(1821314 ммDБл 

);(5,162135,12 ммDУБл 

Принимаем

).(320 ммDБ

Длина барабана будет завесить от длины наматываемого каната и его конструкции.

Длина наматываемого на барабан каната

(м) определяется по следующей формуле:

;uHL 

где H – высота подъема груза, м.

);(84242 мL

Число слоёв навивки каната на барабан m=2. При навивки каната в несколько слоёв

барабан принимаем гладким.

Количество рабочих витков:

 

;







PВ Ddmm

где

т

число слоёв навивки каната на барабан;

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

ЛЛ

Дата

КБ-303.00.00.000. РПЗ

Лист





коэффициент не плотности навивки каната.

Для гладких барабанов коэффициент не плотности находится в пределах от 0,9 до

0,95.

 

);(9,42

9,03201322

841000 витковZPВ 









Общее число витков:

;

KЗPВ ZZZZ 

где



число запасных витков, от 1,5 до 2 витков.

2

;



Число витков каната, находящихся под зажимным устройством, от 3 до 4

витков.

1,3

;

);(481,329,42 витковZ

Длину гладкого барабана определяем по следующей формуле:

);(624,0)(6241348 мммdZlб

Конструктивно соотношение между длиной барабана и его диаметром должно

находиться в пределах:

;3...5,0

.395,1

320

624 проходит

Гладкие барабаны выполняют с ребордами, диаметр которых равен:

);(424)22(132320)2(2 ммmdDD БР 

4.3 Расчёт и выбор электродвигателя

Необходимая статическая мощность электродвигателя при подъеме номинального

груза:

 

;







vgmQ

NКП

где

v

скорость подъёма груза, м/мин;





КПД лебедки;

КПД лебедки определяется по формуле:

;

роб





где



- КПД редуктора.



=0,85.

;76,085,09,0 



 

);(9,18

76,060

208,92,02,4 кВтN







Выбираю электродвигатель марки МТF 312-6:

Мощность при ПВ 15%

);(5,19 кВтN

Частота вращения

 

;945 1

минп

Максимальный момент

 

;480 мНМ тах 

Момент инерции ротора

 

;318,0 2

мкгJР

Масса

);(210 кгт

Габаритные размеры электродвигателя марки МТF 312-6:

Высота оси ротора = 180(мм);

Радиус корпуса двигателя =176 (мм);

Диаметр конца выходного вала =50(мм);

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

ЛЛ

Дата

КБ-303.00.00.000. РПЗ

Лист

4.4 Кинематический расчёт лебёдки, подбор редуктора

Частоту вращения барабана определяем по среднему диаметру навивки каната:

   

 

;8,36

013,0232,0

220

мин

об

dmD

Б















Необходимое расчётное передаточное число редуктора:

;

ДВ

Pп

i

ДВ

- частота вращения вала электродвигателя.

;6,25

8,36

945 

Для механизма подъема груза расчётное значение мощности на быстроходном валу

редуктора определим по формуле:

;

двPNKN 

где

К

коэффициент нагрузки.

;5,1К

);(25,295,195,1 кВтNP

Для уменьшения габаритов лебёдки барабан и электродвигатель располагают по

одну сторону от редуктора. Зная габаритные размеры барабана и электродвигателя,

необходимо провести их компоновку – проверить возможность размещения их на раме

лебёдки по одну сторону редуктора. Расположение их на раме должно удовлетворять

следующему условию:

;5,0  ДPRDА

где

А

межосевое расстояние редуктора;



диаметр гладкого барабана по ребордам;



радиус корпуса электродвигателя;



минимальный зазор между ребордой барабана и корпусом электродвигателя,

);(50 мм

);(438501764245,0 ммА

По каталогу выбираем редуктор типа Ц2, соответствующего исполнения по

требуемому передаточному, синхронной частоте вращения выбранного вала двигателя,

режиму работы и мощности двигателя, межосевому расстоянию входного и выходного

валов.

Редуктор Ц2-500:

Мощность

 

;122 кВтNР

Передаточное число

;9,24

рд

Частота вращения

 

;1000 мин

об

п

После выбора редуктора определяем фактическую скорость подъема груза при

действительном передаточном числе выбранного редуктора:

   

 

;6,20

29,24

945013,0232,0

мин

ndmD

рд

ДВБ

Ф















Отклонение скорости подъема груза от заданной:

%;5%91,2%100

6,20

206,20 









Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

ЛЛ

Дата

КБ.405.01.00.000. В.О

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

ЛЛ

Дата

КБ-303.00.00.000. РПЗ

Лист

4.5 Подбор муфт

В электрореверсивных лебёдках соединение вала двигателя с валом редуктора

осуществляется упругой муфтой, одна из полумуфт которой играет роль тормозного шкива.

Чаще всего применяют муфты типа МУВП (муфта упругая втулочно – пальцевая). Для

соединения барабана с редуктором применяют зубчатые муфты, при этом выходной конец

тихоходного вала редуктора является опорой для барабана.

Муфты выбираются по наибольшему расчётному крутящему моменту, который для

муфты, устанавливаемой между редуктором и двигателем, определяется по формуле:

;9550 21 kk

ДВ

М

где



коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма, для

механизма подъёма груза

;3,1

1k



коэффициент, учитывающий режим работы,

;1,1

2k

);(8,2811,13,1

945

5,19

9550 мНМ М

Для зубчатой муфты, устанавливаемой между редуктором и барабаном:

 

;8,70161,13,19,24

945

5,19

95509565 21

мНkki

Мрд

ДВ

ЗМ 

По каталогу выбираем муфту МУВП-2:

Наибольший передаваемый момент

);(800 мНМ пер 

Диаметр тормозного шкива =300(мм);

Ширина тормозного шкива =145(мм);

Масса муфты =60(кг);

Момент инерции муфты

 

;637,0 2

мкгJМ

Размеры зубчатой муфты тихоходного вала:

Модуль =8 (мм);

Число зубьев=40;

Диаметр начальной окружности =320(мм);

Размер посадочного места под подшипник оси барабана:

Диаметр =150(мм);

Глубина = 60(мм);

4.6 Подбор и расчёт тормоза

В электрореверсивных лебёдках устанавливаются нормально замкнутые колодочные

тормоза, замыкаемые усилием пружины и размыкаемые электромагнитом или

гидротолкателем. Расчётный тормозной момент, в соответствии с рекомендациями

Ростехнадзора РФ, равен:

;

СТТТ МkМ

где



коэффициент запаса торможения,

2



СТ

статический тормозной момент от веса номинального груза,

приведённый к валу электродвигателя:

     

;4,96

9,2422

76,0)013,0232,0(8,92004200

)( мН

mdDgmQ

рд

БКПMAX

СТ 















);(2414,965,2 мНМТ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

ЛЛ

Дата

КБ-303.00.00.000. РПЗ

Лист

Зная расчётный тормозной момент, по каталогу выбираем тормоз типа ТКТГ-300М

с электрогидравлическим толкателем с максимальным тормозным моментом

).(800 мНМТ

Диаметр тормозного шкива

);(300 ммDТ

Ширина тормозного шкива =145 (мм);

Масса =92(кг);

Высота центра шкива =240(мм);

Работоспособность тормоза будет долговечной, если удельное давление

фрикционных накладок будет меньше допустимого:

 

qK

где



нормальное давление колодки на шкив, Н;

F

площадь фрикционной накладки мм2;

 

 )(7,0 МПаq

допустимое удельное давление, передаваемое колодкой на шкив.

;

10 3







где





коэффициент трения между колодкой и шкивом,

;35,0





диаметр тормозного шкива;

);(2,2295

1030035,0

241

3HNK





;

360 0









T

где

 0

070



угол обхвата шкива тормозными колодками;



ширина тормозных накладок,

);(6,2657270145

360

300 2

0ммF







 

;09,0

6,26572

2,2295 qq 

4.7 Проверка двигателя и тормоза по моменту

Выбранный двигатель необходимо проверить по моменту. Условие правильности его

выбора:

тахС МтМk 0

где

-коэффициент перегрузки для механизма подъёма груза,

;5,1k



коэффициент условия работы;

210 ттт 

где



коэффициент ответственности, принимаемый в зависимости от класса

ответственности механизма и элемента, при втором классе ответственности механизма и

элемента.

;95,0

1т



коэффициент, учитывающий условия работы, для электродвигателей

механизмов подъёма

;8,0

2т

;76,08,095,0

0т

тах

- максимальный момент, развиваемый электродвигателем, принимаемый по

каталогу.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

ЛЛ

Дата

КБ-303.00.00.000. РПЗ

Лист



максимальный статический момент двигателя.

         

;1,197

76,09,2422

10013,0232,08,92,02,4

мН

dmDgmQ

рд

БКПMAX

С















48076,01,1975,1 

.8,36465,295 проходит

Условие правильности выбранного тормоза по моменту аналогично запишется в

следующем виде:

ТтахС МтМК  0

Ттах

- максимальный тормозной момент, развиваемый тормозом, принимаемый по

каталогу;

К - коэффициент перегрузки при проверке тормозов определяем по формуле:

;1 21 ККК 

где



коэффициент надёжности для II класса ответственности механизма и

элемента

1К



коэффициент изменчивости:

;05,0

2,0

2 H

;25,105,051 К

80076,01,19725,1 

.6084,246 проходит

4.8 Расчёт времени пуска и торможения механизма.

Для выбранного двигателя необходимо определить время пуска при подъеме

номинального груза. Оно должно удовлетворять рекомендуемым значениям для данного

механизма. При малых его значениях возрастает ускорение при подъёме груза и

динамические нагрузки, а при больших – перегрев двигателя, так как по его обмотке

длительное будет протекать большой пусковой ток.

Среднее время пуска при подъёме номинального груза:

;

СсрП

ДВПР

ПП ММ

t







где



ПР

момент инерции всех вращающихся и поступательно движущихся масс

механизма, приведенных к валу двигателя:

     

 

;











рд

БКП

MPПР iu

dmDmQ

JJJ

где





коэффициент, учитывающий приведенное значение моментов инерции

вращающихся деталей редуктора и барабана,

;2,1





MP JJ ,

момент инерции ротора двигателя и муфты с тормозным шкивом,

значения которых принимаются по каталогу;

     

 

222,1

76,09,2422

013,0232,02004200

637,0318,02,1 мкгJПР 







;

ДВ



- номинальная частота вращения ротора двигателя:

;/99

945

30 срад

nДВ

ДВ 













Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

ЛЛ

Дата

КБ-303.00.00.000. РПЗ

Лист

срП

М.

- средний пусковой момент, развиваемый электродвигателем:

;

1,1

.Нтах

срП

ММ

М



где

тах

- максимальный момент, развиваемый двигателем;

- номинальный момент, развиваемый двигателем:

 

;1,197

945

5,19

95509550 мН

ДВ

Н

);(4,348

1,1971,1480

.мНМ срП





);(8,0

1,1974,348

9922,1

.с

ММ

СсрП

ДВПР

ПП 















Среднее ускорение при пуске двигателя:



;43,0

8,060

6,20

60 2

.с

ПП

ср 









Необходимо применение пуско – регулирующих устройств.

Среднее время пуска при опускании номинального груза:

);22,0

1,1974,348

9922,1

.с

ММ

СсрП

ДВПР

ОПП















Время торможения при опускании номинального груза:

;

СТТ

ДВПР

ТММ

t







где

- тормозной момент, на который отрегулирован тормоз;

СТ

- статический тормозной момент от веса номинального груза, приведенный

к валу электродвигателя.

);(83,0

4,96241

9922,1 сtТ







Путь торможения груза механизма подъёма:

 

tS Ф

Т 60

5,0

Допускаемы путь торможения принимается в зависимости от режима работы

механизма:

где

 

);(17,0

260

6,20

260 м

Sф









 

;14,0

6,20

83,05,0 SS 

4.9 Расчёт барабана на прочность

При подъёме груза барабан испытывает сложное напряженное состояние. От усилия

в канате стенка барабана сжимается, подвергается изгибу и кручению. Основными

деформациями являются деформации сжатия. Основным материалом для изготовления

барабанов является серый чугун СЧ-15.

Минимальная толщина стенки барабана, из расчёта на сжатие:

 

;

max K

SK









где

maxK

- максимальное усилие в канате;

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

ЛЛ

Дата

КБ.405.01.00.000. В.О

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

ЛЛ

Дата

КБ-303.00.00.000. РПЗ

Лист

 





допускаемое напряжение на сжатие;

d – диаметр каната;

К

коэффициент, учитывающий повышение напряжения сжатия в стенки

барабана в зависимости от слоёв навивки каната на барабан. Так как

2т

, то

;28,1к

Допускаемое напряжение для чугуна:

 

;2,0 в





где



=650 МПа – предел прочности для чугуна на сжатие.

 

);(1306502,0 МПа



);(192,1828,1

13013

1024 3

мм







Для чугунных барабанов, исходя из требований технологии отливки, минимальная

толщина стенки должна быть не менее:

 

);(0164,001,032,002,001,0...006,002,0

min мDБ



Принимаем

);(19 мм



Определим напряжения на сжатие:

 

 

;











d

KSK

сж

 

;4,124

19013,0

28,124 МПа

сж 







Окончательно принимаю толщину стенки барабана

).(19 мм



4.10 Расчёт крепления каната к барабану

Натяжение каната в месте крепления на барабане будет меньше, чем усилие в канате

из-за наличия 1,5…2 запасных витков, и определиться по теории Л.Эйлера:

;





fK

кр e

где

f

коэффициент трения между канатом и барабаном,

;16,0.....1,0f





угол обхвата барабана запасными витками,

;4...3





);(7

313,0 кН

Sкр  



При креплении конца каната на барабане накладкой сила, растягивающая один болт:

 

;

1





кр

Бeffz

где

- число болтов;

=2.

- приведенный коэффициент трения между канатом и накладкой с

трапециидальным сечением канавки.

;

sin



f

где



- угол наклона боковой грани канавки;

;40





;2,0

40sin

13,0

1 

 

);(4,2

12,013,02

313,0 кН

РБ







Сила, изгибающая болт:

);(48048,02,04,2

1НfРР Би 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

ЛЛ

Дата

КБ-303.00.00.000. РПЗ

Лист

Суммарное напряжение в каждом болте:

 

;

1,0

3,14

32 Р

lРk

Рk





















где

k

коэффициент запаса надёжности крепления каната,

;5,1k

1,3 – коэффициент, учитывающий напряжения кручения при затяжке болтов;

l

расстояние от головки болта до барабана;



внутренний диаметр резьбы болта;

 





допускаемое напряжение на растяжение материала болта,

);(261322 ммdl 

 

;

8,0







где

;

321 КККК 

1К

;3,1

2К

3К

;3,113,11 К

Материал болтов – сталь Ст3,

);(240 МПа

Т



 

);(7,147

3,1

2408,0 МПа

p







 

;)(4,98

141,0

264805,1

24005,13,14

32 Р

МПа





















4.11 Расчёт оси барабана и подбор подшипников

Передача крутящего момента от редуктора на барабан может быть выполнена

принципиально по различным схемам. Однако наиболее надёжна и совершенна схема

механизма, у которой выходной вал редуктора соединён с барабаном зубчатой муфтой.

Конец выходного вала редуктора в этом случае выполняется в виде зубчатого диска, во

внутреннюю полость которого устанавливается подшипник оси барабана. Передача

крутящего момента от редуктора происходит в этом случае непосредственно через

зубчатый венец на барабан, вращающийся на оси. Второй опорой оси барабана является

кронштейн, устанавливаемый на раме лебёдки. Возможные перекосы при монтаже лебёдки

компенсируются установкой сферических подшипников качения.

Определим диаметр оси барабана:

 

;

1,0

min









где



максимальный изгибающий момент,

 



И



допускаемое напряжение при приближённом расчёте (для

обеспечения достаточной жёсткости оси как условия нормальной работы подшипников

принимают

 

60....50

1

И



;

max BPМи

где

max

- максимальная радиальная нагрузка на подшипник;

B

расстояние от опоры барабана до внутреннего края реборды барабана;

)6,20346

130624100

)624100(24000

)(

max

max H

BlA

lAS

БK











;

);26450581306,20346 ммНМи

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

ЛЛ

Дата

КБ-303.00.00.000. РПЗ

Лист

);(3,78

551,0

2645058

min ммd





Подшипники оси барабана подбираем по динамической грузоподъёмности,

пользуясь следующей эмпирической зависимостью:

;

PLРС 

где

L

ресурс, млн.об.;



3 для шариковых подшипников;

P

эквивалентная нагрузка, кН;

 

1maxmin PPP 

где



maxmin ,PР

минимальная и максимальная радиальная нагрузка на подшипник, кН.

;

min

min BlA







);(1,1

9,021

8,92,0

min кН

ОБ

ПК

K















);(8,128

130624100

1001100

min НP







 

);(6,133466,2021288,0

1кНP

Ресурс подшипника:

;106 5

 БhnLL

где

- частота вращения барабана;

- номинальная долговечность подшипника;

;101510)20...8( 33 

);(12,33108,3610156153   минL

);(7,4312,336,13 3кНС

Условие подбора подшипника:

;

ПАСППОТР СС 

Марка подшипника сферический двухрядный радиальный Тип – 1316

Диаметр



min

80 мм

Диаметр

D

170 мм

Ширина

b

39 мм

Динамическая грузоподьемерсть

С

88,4 кН

Статическая грузоподъемность



42 кН