Выразим число необходимых болтов (планок) Z:

,

.

Принимаем болт с d = 16 мм из стали 35 по ГОСТ 1759.4-87 с , тогда .

Условие Z > [Z] = 2 выполняется.

Условие выполняется.

Выбор и расчет двигателя

Выбор электродвигателя производится по статической мощности.

Статический крутящий момент на валу барабана при подъеме груза:

(1.22)

где а= 2 - количество ветвей каната, закрепленных на барабане;

- усилие в канате, набегающем на барабан, Н;

- диаметр барабана, м,

- диаметр каната, м,

.

Частота вращения барабана:

(1.23)

где - скорость подъёма груза, м/с.

.

Расчетная мощность электродвигателя:

(1.24)

где х_г=0,3 - скорость подъема груза, м/с;

з_м=0,88- КПД механизма;

Q=6300 - масса поднимаемого груза, кг;

Выбираем асинхронный короткозамкнутый встраиваемый электродвигатель типа АО2-82-10 мощность N_дв = 22 кВт, момент инерции I_р = 0, 45 кгм², частота вращения n_дв = 600 об/мин.

Номинальный крутящий момент на валу двигателя:

(1.25)

где - мощность электродвигателя, кВт;

частота вращения, об/мин.

.

Наибольший пусковой момент:

(1.26)

где -набольший коэффициент пусковой перегрузки;

номинальный крутящий момент на валу двигателя, .

Наименьший пусковой момент:

(1.27)

где - наименьший коэффициент пусковой перегрузки двигателя;

номинальный крутящий момент на валу двигателя, .

Средний коэффициент пусковой перегрузки:

Средний пусковой момент:

(1.28)

Расчетный момент для выбора соединительной муфты:

(1.29)

где - коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма [1, табл. 35];

- коэффициент, учитывающий режим работы механизма [1, табл. 35].

.

Расчет и выбор редуктора

Необходимое передаточное число редуктора:

, (1.30)

где - частота вращения барабана, об/мин;

- частота вращения выходного вала электродвигателя.

.

Редуктор электротали соосный двухступенчатый. Передаточное число первой ступени:

,

Передаточное число второй ступени:

,

Фактическое передаточное число:

,

Отклонение передаточного числа:

,

Условие выполняется.

Фактическое скорость подъема:

, (1.31)

где передаточное число механизма подъема;

фактическое передаточное число механизма.

.

Отклонение скорости:

Номинальный крутящий момент на быстроходном валу:

, (1.32)

где _з - КПД зубчатой передачи 1 и 2 ступени, _з=0,975.

Нм.

Номинальный крутящий момент на промежуточном (тихоходном) валу:

, (1.33)

Нм.

Частота вращения шестерни:

.

Частота вращения колеса:

.

Выбор тормоза

Применим нормально-замкнутый колодочный тормоз с длинно ходовым электромагнитом, который является стопорным и регулируется на тормозной момент с требуемым запасом торможения.

Номинальный тормозной момент:

Тормозной момент определяется с учётом коэффициента запаса торможения k_т:

(1.34)

где k_т - коэффициент запаса торможения для механизма подъёма электротали при двух тормозах, k_т = 1,25;

.

Нормальное давление колодок на тормозной шкив

, (1.35)

где f = 0,42 - коэффициент трения вальцованной ленты по чугуну и стали;

D = 0,17 м - диаметр тормозного шкива;

Рисунок 1.7 Колодочный тормоз 1 - рабочая пружина, 2 - тормозной шкив, 3 - регулировочный винт, 4 - рычаг, 5 - фрикционная накладка, 6 - рычаг

В соответствии с уравнением моментов сил относительно шарнира при нормально-замкнутом тормозе определяем силу пружины, действующую на каждый из двух рычагов, определим усилие замыкания:

, (1.36)

где с = 105 мм, d = 110 мм, е =30 мм- в соответствии с рисунком 1.7;

= 0,95 - КПД рычажной системы;

.

Усилие размыкания:

, (1.37)

где b = 15 мм, a = 225 мм- в соответствии с рисунком 1.7;

= 0,85 - КПД рычажной системы;

.

Усилие электромагнита:

, (1.38)

где Р_Р = 4 Н - вес рычага, соединяющего якорь электромагнита с размыкающим пальцем.

.

Ход электромагнита:

, (1.39)

где = 0,1 мм - требуемый ход электромагнита при отходе колодок;

д=0,5 - допускаемый износ обкладок между регулировками;

.

В соответствии с величиной Р_м=10,502 кГ производится выбор тормозного электромагнита. На величину хода h=20мм регулируется электромагнит типа МИС-5100.

Расчет грузоупорного тормоза

Грузоупорный тормоз установлен на втором (тихоходном) валу редуктора, рисунок 1.9.

Рисунок 2.9 Грузоупорный тормоз 1 - фрикционные кольца, 2 - шестерня, 3 - храповик, 4 - собачка, 5 - тормозной диск

Угол подъёма трёхзаходной резьбы тормозного вала:

, (1.40)

где а₃ = 3 - число заходов резьбы;

d_ср= (50+38)/2 = 44 мм - средний диаметр резьбы;

t = 8 мм - шаг резьбы;

.

Осевая сила, возникающая при торможении и зажимающая фрикционные кольца тормоза:

, (1.41)

где r = 2,2 см - средний радиус винтовой резьбы;

= 2 - 3 - угол трения резьбы при работе в масляной ванне;

f = 0,12 - коэффициент трения вальцованной ленты по стали (в масле);

R_с = 9,25 см - средний радиус поверхности трения;

.

Тормозной момент грузоупорного тормоза:

, (1.42)

где n = 2 - число пар трущихся поверхностей.

.

Тормозной момент должен удовлетворять следующему условию:

, (1.43)

Нм,

Условие выполнено.

Надёжность удерживания груза в подвешенном состоянии обеспечивается при соблюдении зависимости:

, (1.44)

В рассматриваемом случае

,

.

Движущийся вниз груз остановится при условии

,

,

.

Проверка винтовой резьбы на смятие:

, (1.45)

где -диаметр наружной винтовой резьбы;

-диаметр внутренней винтовой резьбы;

z=4 - число витков резьбы, воспринимающих нагрузку;

.

РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ЭЛЕКТРОТАЛИ

Полное сопротивление передвижению электротали равняется сопротивлению от трения при движении и от уклона пути. Допустимый местный уклон [1,табл.2.10].

На рисунке 1.10 представлена кинематическая схема механизма передвижения электротали.

Рисунок 1.10 Кинематическая схема механизма передвижения электротали 1 - электродвигатель, 2 - редуктор, 3 - приводные колеса

Сопротивление трения при движении электротали:

, (1.46)

где = 1120 кг - масса электротали, выберем из каталога наиболее близкую электроталь ТЭ 6300;

D_к = 190 см - диаметр ходового колеса;

d_к - диаметр цапфы, для подшипников качения средний диаметр цапфы d_к=(0,2…0,25)·D_k =4 см ;

= 0,04 см - коэффициент трения качения колеса по рельсу с выпуклой головкой;

f = 0,015 - коэффициент трения в шарикоподшипниках опоры;

k_p = (2,0…2,5) - коэффициент, учитывающий дополнительные сопротивления от трения реборд и торцов ступиц ходовых колёс, для подшипников качения k_p = 2,5;

.

Сопротивление движению от уклона пути:

(1.47)

где грузоподъемность;

масса электротали;

.

Полное статическое сопротивление передвижению электротали:

(1.48)

где сопротивление трения при движении электротали;

сопротивление движению от уклона пути;

.

Статическая мощность для перемещения тележки с грузом:

, (1.49)

где полное сопротивление передвижению электротали;

- КПД передачи при полной нагрузке.

скорость передвижения электротали;

.

Принимаем двигатель АО2-51-6 У3 (исполнения 3081, фланцевый 5-го габарита)- трёхфазный асинхронный короткозамкнутый N_дв =5,5 кВт, I_р = 0,01 кгм², n_дв = 1000 об/мин..

Число оборотов ходового колеса:

, (1.50)

об/мин.

Передаточное число редуктора:

, (1.51)

.

Фактическое передаточное число:

, (1.52)

.

Отклонение передаточного числа:

;

.

Фактическая скорость передвижения тележки:

; (1.53)

.

Отклонение скорости:

;

.

Номинальный момент двигателя:

; (1.54)

Нм.

Статический момент при нагруженной тележке:

; (1.55)

Нм.

Наибольший пусковой момент [1,стр. 35,87]:

, (1.56)

где -набольший коэффициент пусковой перегрузки;

.

Наименьший пусковой момент:

, (1.57)

где -наименьший коэффициент пусковой перегрузки двигателя;

.

Средний коэффициент пусковой перегрузки:

; (1.58)

.

Средний пусковой момент:

; (1.59)

.

Приведённый момент инерции тележки механизма передвижения с грузом:

, (1.60)

где - момент инерции на шестерни, закрепленной на валу двигателя;

-коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс привода механизма, [1,стр 25],принимаем ;

кгм²;

кгм².

Максимально допустимое ускорение по условию сцепления колёс с двутавром определим по формуле:

, (1.61)

где z_пр = 2 - число приводных колёс;

z = 6 - общее число колёс;

= 0,15 - коэффициент сцепления колеса с рельсом для механизмов, работающих в закрытых помещениях;

k = 1,2 - коэффициент запаса сцепления без ветровой нагрузки [1,табл.1.27];

D_к = 19 см - диаметр ходового колеса;

d_к - диаметр цапфы, для подшипников качения средний диаметр цапфы d_к=(0,2…0,25)·D_k =4 см ;

= 0,04 см - коэффициент трения качения колеса по рельсу с выпуклой головкой;

f = 0,015 - коэффициент трения в шарикоподшипниках опоры;

k_p = (2,0…2,5) - коэффициент, учитывающий дополнительные сопротивления от трения реборд и торцов ступиц ходовых колёс, для подшипников качения k_p = 2,5.

м/с²

Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления:

, (1.62)

с.

Фактическое время пуска механизма передвижения без груза:

где момент статических сопротивлений на валу двигателя;

; (1.63)

.

.

Фактическое ускорение механизма без груза при пуске:

.

РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ КРАНА

Общий расчет механизма передвижения крана заключается в подборе и расчете ходовых колес, определении сопротивлений передвижению, выборе электродвигателей, редукторов, муфт и тормозов.

Кинематическая схема механизма передвижения крана представлена на рисунке 1.11.

Рисунок 1.11 Кинематическая схема механизма передвижения крана 1 - электродвигатель; 2 - упругая втулочно-пальцевая муфта с тормозным шкивом; 3 - редуктор; 4 - зубчатая муфта; 5 - ходовое колесо

Определение сопротивлений передвижению крана

Ориентировочная масса велосипедного крана [1, с.13]:

, (1.64)

где Q = 6300 - масса номинального груза, кг;

L = 6,3 - вылет крана, м;

.

Наибольшее давление на ходовые колеса:

(1.65)

где Q=6300 -вес груза, кг;

=1120- вес тележки, кг;

=11340 - вес крана, кг;

=2- число колес, воспринимающих вертикальную нагрузку;

.

По таблице 2.11 [2, с. 39] выбираем рекомендуемый диаметр ходовых колес при максимальной статической нагрузки на колесо

Диаметр цапфы колеса принимается равным (0,25-0,3),

Коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам с плоской головкой м = 0,0005м (по таблице1.28 [1, стр. 73]).

Коэффициент трения в подшипниках качения ходовых колес f = 0,02 (подшипники конические).

Диаметр цапфы вала ходового колеса:

Примем также

Общее сопротивление передвижению крана, согласно [1, 2.39] и [1, 2.40],

, (1.66)

где коэффициент, учитывающий дополнительные сопротивления от трения реборд ходовых колес и торцов ступиц колеса;

масса металлоконструкции крана;

грузоподъемность крана;

ускорение свободного падения;

коэффициент трения в подшипниках качения ходовых колес;

диаметр цапфы вала ходового колеса;

коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам;

диаметр ходового колеса;

Выбор электродвигателя и редуктора

Для проектируемого велосипедного крана грузоподъемностью 6,3 т., целесообразно использовать два привода механизма передвижения. Поэтому при расчете мощности электродвигателя, общее сопротивления передвижению крана делится на два привода.

Статическая мощность одного привода по формуле [1, 2.42] при [1, таблица 1.18]:

(1.67)

где общее сопротивление передвижению крана, приходящееся на один привод;

скорость передвижения крана;

КПД;

Из таблицы [1, III.3.5] выбираем крановый электродвигатель типа MTF 012-6 мощностью P=3,6 кВт при ПВ = 25% с частотой вращения n = 840 об/мин. Момент инерции ротора 0,029 кг•мІ.

Номинальный момент двигателя:

, (1.68)

где номинальная мощность электродвигателя;

частота вращения ротора;

Частота вращения ходового колеса:

(1.69)

где диаметр ходового колеса.

скорость передвижения крана;

Требуемое передаточное число привода, согласно [1, 2.36];

, (1.70)

где частота вращения ротора электродвигателя;

частота вращения ходового колеса;

.

Исходя из мощности и требуемого передаточного числа, выбираем редуктор типа ВК-550 с передаточным числом , мощностью на быстроходном валу P=10 кВт при среднем режиме работе и с частотой вращения быстроходного вала n =600 .

Выбор муфты, соединяющей двигатель с редуктором

Номинальный момент, передаваемый муфтой двигателя, принимается равным моменту статических сопротивлений, согласно [1, 1.29],

, (1.71)

где диаметр ходового колеса.

общее сопротивление передвижению крана;

КПД;

передаточное число редуктора;

Расчетный момент для выбора муфты:

, (1.72)

где k₁=1,2 - коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма [1, с.42];

k₂=1,2 - коэффициент, учитывающий режим работы механизма [1, с.42];

.

Из таблицы III.5.6 [1, с. 338] выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту с номинальным крутящим моментом 125 Н*м. Диаметр муфты D=120 мм, момент инерции I_м=0,125 кгм².

Выбор муфты, соединяющей редуктор с приводным колесом

Номинальный момент на тихоходном валу редуктора:

, (1.73)

где диаметр ходового колеса;

общее сопротивление передвижению крана;

Расчетный момент для выбора муфт:

, (1.74)

где k₁=1,2 - коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма [1, стр.42];

k₂=1,2 - коэффициент, учитывающий режим работы механизма [1, стр.42];

Выбираем по ГОСТ 5006 зубчатую муфту №2 с наибольшим передаваемым крутящим моментом 1400 Н*м и моментом инерции муфты I_м=0,05 кгм².

Определение тормозных моментов и выбор тормоза

Максимальное допустимое замедление крана при торможении:

; (1.75)

Время торможения крана без груза:

Сопротивление при торможении крана без груза:

(1.76)

Момент статических сопротивлений на тормозном валу при торможении крана:

(1.77)

Момент сил инерции при торможении крана без груза:

(1.78)

Расчетный тормозной момент на валу тормоза:

(1.79)

Выбираем тормоз ТКГ-200, с тормозным моментом 250 Нм, диаметром тормозного шкива D_T = 200 мм [1,стр.341]. Масса тормоза 21 кг. Регулировкой можно получить требуемый тормозной момент = Н*м.

расчет Механизма поворота

Для проектного расчета механизма поворота зададимся такими величинами как массы вращающихся частей крана:

- масса стрелы: m_cт = 790 кг,

- масса механизма подъема крана m_мп 1120 кг,

- масс механизма поворота крана m_п 200 кг.

На рисунке 1.12 представлена кинематическая схема механизма поворота крана.

Рисунок 1.12 Кинематическая схема механизма поворота крана 1 - электродвигатель, 2 - МУВП с тормозным шкивом, 3 - редуктор

Массой поворотной колонны крана можно пренебречь, в виду ее небольших размеров.

Вертикальная нагрузка на опорный подпятник (упорный шарикоподшипник):

, (1.80)

где m_г = 6300 - масса поднимаемого груза, кг;

m_cт = 790 - масса стрелы, кг;

m_мп =1120 - масса механизма подъема крана, кг;

m_п = 200 - масса механизма поворота крана, кг;

g = 9,81 - ускорение свободного падения груза в нижних слоях поля гравитации земли характерных для северного полушария в пределах широт от 40⁰ до 60⁰, ;

.

Горизонтальные усилия в опорах:

; (1.81)

где R = 6,3 - вылет стрелы, м;

с = 1,5 - расстояние от центра тяжести стрелы до оси вращения крана, м;

а = 0 - расстояние от центра тяжести механизма поворота крана до оси вращения крана, м;

h = 1 - расстояние между опорами, м;

.

Из каталога выбираем для верхней опоры по статической нагрузке V=82502 Н, упорный однорядный шарикоподшипник серии 18422 (ГОСТ 7872-89) с внутренним диаметром 110мм, наружным диаметром 240 мм.

По горизонтальной реакции Н=400984 Н выбираем радиальный роликовый сферический подшипник 3113169 (ГОСТ 5721-75) с внутренним диаметром 300 мм и наружным диаметром 460 мм.

Примем для упорного подшипника средний диаметр опоры В , для радиального подшипника средний диаметр опоры .

Сопротивление при вращении крана.

Момент сил трения в опорах [2, стр. 81]:

, (1.82)

где f - коэффициент трения катков о неподвижную колонну;

f_B = f_C = 0,015 приведенный коэффициент трения в опорах (подшипниках качения);

F_B = V = 82502 - вертикальное усилие, действующее на верхнюю опору, Н;

F_A = F_C = H = 400984 - горизонтальное усилие, действующее на нижнюю и на верхнюю опору, соответственно, Н;

d_B = 0,041 - диаметр цапфы упорного подшипника, м;

d_C = 0,1475 - диаметр цапфы подшипника в опоре С, м;

= 0,0005 - коэффициент трения качения ролика по кругу катания (по колонне) [2, стр. 81], м;

= 60 - центральный угол между точками касания катков о неподвижную колонну, град;

D_A = 0,50 - диаметр опорного круга, м;

D_К = (0,5ч0,6)D_A = 0,50,50 = 0,25 - диаметр катка, м;

d_K = (0,25ч0,3)D_K = 0,30,25 = 0,075 - диаметр цапфы катка, м;

.

Суммарный статический момент относительно оси вращения крана.

.

Расчет и выбор электродвигателя.

Выбор электродвигателя производят по статической мощности.

Определим необходимую статическую мощность электродвигателя:

, (1.83)

где M_тр = 6536 - момент сил трения в опорах, Нм;

=0,02 - число оборотов крана, м/с;

- общее К.П.Д механизма поворота:

, (1.84)

где _черв. = 0,9 - К.П.Д червячной передачи червячного редуктора;

_з.п. = 0,92 - К.П.Д открытой зубчатой передачи;

_м. = 0,98 - К.П.Д зубчатой муфты.

,

Тогда:

Номинальная мощность электродвигателя принимается равной или несколько большей статической мощности. С учетом этих указаний из [4, стр.45] выбираем крановый электродвигатель с фазным ротором MTF 211-6 [4, стр.45], имеющим для группы классификации механизма М6 номинальную мощность ; частоту вращения ; момент инерции ротора ; максимальный пусковой момент двигателя и массой 120 кг.

Номинальный момент двигателя:

, (1.85)

где - номинальная мощность электродвигателя, кВт;

- частота вращения, об/мин;

.

Расчет и выбор редуктора.

Требуемое передаточное число привода:

; (1.86)

.

Передаточное число открытой зубчатой пары ориентировочно принимаем равным i_o = 12,5, тогда передаточное отношение редуктора i_р = 80.

Тогда общее действительное передаточное число механизма поворота будет:

; (1.87)

.

Расчетная мощность редуктора:

, (1.88)

где - статическая мощность электродвигателя, кВт;

- коэффициент, учитывающий условия работы редуктора [7, с.40];

.

Исходя из этой мощности и требуемого передаточного числа, выбираем для группы классификации механизма М6 редуктор конический [7, с.331], номинальная передаваемая мощность которого , и передаточным числом .

Выбор муфты.

Расчетный момент для выбора соединительной муфты между двигателем и редуктором.

, (1.89)

где М^ном - номинальный статический момент.

- коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма [7, стр.42];

- коэффициент, учитывающий режим работы механизма [7, стр.42],

; (1.90)

;

.

Из [7, с.339] выберем ближайшую по требуемому крутящему моменту зубчатую муфту №1 с тормозным шкивом диаметром D_т=200мм, шириной с B_т=100мм и наибольшим передаваемым крутящим моментом 250 Нм. Момент инерции муфты I_м=0,24кгм². Масса муфты 13 кг.

Выбор тормоза.

Для выбора тормоза определим:

Момент инерции ротора двигателя и муфты:

, (1.91)

где момент инерции ротора двигателя;

момент инерции муфты;

.

Момент инерции вращающихся масс платформы с механизмом подъема относительно оси крана (массу поворотной колонны не учитываем, не учитывается так же масса механизма поворота, так как он расположен на концевой балке), кгм²:

, (1.92)

где I_вр.пл. - момент инерции вращающихся масс платформы с механизмом поворота, кгм²:

,

I_вр.ст. - момент инерции вращающейся массы стрелы, кгм²:

, (1.93)

где масса стрелы;

l_ст. = 6,3 - длина стрелы, м;

;

I_вр.г. - момент инерции груза при постоянном вылете, кгм²:

, (1.94)

где m_г. = 6300 - масса поднимаемого груза, кг;

R = 6,3 - вылет крана, м;

.

Тогда:

кгм².

Момент сил инерции механизма поворота крана при пуске на валу двигателя:

. (1.95)

При условии, что максимальное время пуска (торможения) механизма поворота крана, исходя из допускаемого при этом угле поворота [] = 20⁰ [2, табл. 1.24] для группы классификации механизма М6 [2, стр.30], с:

, (1.96)

где [] = 20 - допускаемый угол поворота, град;

v_кр = 0,02 - число оборотов крана, м/с,

.

Тогда:

Момент сопротивления на валу двигателя при пуске

, (1.97)

Тогда:

Момент сил инерции на валу тормоза при торможении

.

при времени .

Момент сопротивления на валу тормоза при торможении

(1.98)

.

Выбираем тормоз ТКГ-200, с тормозным моментом 250 Нм, диаметром тормозного шкива мм [7, с.341]. Масса тормоза 38 кг. Регулировкой можно получить требуемый тормозной момент =2,4 Нм.

2. Проверочные расчёты механизмов

Проверим фактический коэффициент запаса прочности каната

Фактический коэффициент запаса прочности каната:

, (2.1)

где - запас прочности каната при легком режиме работы, ;

F=191230 - разрывное усилие каната, Н;

S=15600 - наибольшее натяжение ветви каната, Н.

.

В соответствии с проведенными расчетами выбранный канат удовлетворяет условиям нагружения механизма.

Проверим толщину стенки барабана

Проверка:

, (2.2)

Запас прочности ,

.

Условие не выполняется, толщину стенки барабана определим заново: мм.

.

.

Условие выполняется, толщину стенки барабана принимаем мм.

Расчет параметров неустановившегося движения в механизме подъема

Момент инерции ротора двигателя и муфты:

.

Время пуска при подъеме груза:

(2.3)

где -коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс привода механизма, ;

, (2.4)

где - номинальный момент электродвигателя.

момент статического сопротивления на валу двигателя для механизма подъёма:

.

, (2.5)

;

.

Время пуска при опускании груза:

(2.6)

где -коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс привода механизма

,

где - номинальный момент электродвигателя.

момент статического сопротивления на валу двигателя для механизма подъёма.

.

(2.7)

;

.

Ускорение при спуске:

(2.8)

где фактическая скорость механизма подъёма;

время пуска при опускании груза;

Полученные значения ускорения соответствуют допускаемому ускорению механизма, таблица 1.25 [1, с. 32].

Проверим тормоз на момент торможения

Осадка рабочей пружины тормоза при рабочей нагрузке :

, (2.9)

где =97,6 Н/мм - коэффициент жёсткости пружины;

.

Наибольшая величина давления на тормозных обкладках из вальцованной ленты:

, (2.10)

где =91 мм - длина обкладки;

=50 мм - ширина обкладки;

.

Время торможения при опускании груза:

где -коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс привода механизма, ;

- тормозной момент;

момент статического сопротивления на валу двигателя для механизма подъёма;

.

,

Замедление при опускании груза:

Полученные значения ускорения соответствуют допускаемому ускорению механизма, таблица 1.25 [1, с. 32].

Проверяем фактический запас сцепления механизма передвижения

Находим суммарную нагрузку на приводные колёса без груза:

, (2.11)

Н.

Сопротивление передвижению механизма без груза:

, (2.12)

где = 1120 кг - масса электротали, выберем из каталога наиболее близкую электроталь 2ТЭ-6300 ;

D_к = 19,0 см - диаметр ходового колеса;

d_к - диаметр цапфы, для подшипников качения средний диаметр цапфы d_к=(0,2…0,25)·D_k =4 см ;

= 0,04 см - коэффициент трения качения колеса по рельсу с выпуклой головкой;

f = 0,015 - коэффициент трения в шарикоподшипниках опоры;

k_p = (2,0…2,5) - коэффициент, учитывающий дополнительные сопротивления от трения реборд и торцов ступиц ходовых колёс, для подшипников качения k_p = 2,5;

Н.

Фактический запас сцепления:

, (2.13)

где f = 0,015 - коэффициент трения в шарикоподшипниках опоры;

d_к - диаметр цапфы, для подшипников качения средний диаметр цапфы d_к=(0,2…0,25)·D_k =0,23·17,5=4 см ;

D_к = 19,0 см - диаметр ходового колеса;

= 1120 кг - масса электротали, выберем из каталога наиболее близкую электроталь 2ТЭ-6300;

z_пр = 2 - число приводных колёс;

z = 4 - общее число колёс;

= 0,15 - коэффициент сцепления колеса с рельсом для механизмов, работающих в закрытых помещениях;

.

Условие выполняется.

Расчет параметров неустановившегося движения для механизма передвижения крана

Фактическая скорость передвижения крана:

, (2.14)

где скорость передвижения крана;

требуемое передаточное число привода;

общее расчетное число привода;

.

Фактическая скорость отличается от заданного значения на 0,59 %, что допустимо.

Полагаем, что общее число ходовых колес крана z = 2, из них приводных Примем коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами ц = 0,15, коэффициент запаса сцепления (при работе крана в помещении) [1, с.33].

Максимально допустимое ускорение крана при пуске:

(2.15)

где общее число колес;

число приводных колес;

диаметр ходового колеса;

коэффициент трения в подшипниках качения ходовых колес;

диаметр цапфы вала ходового колеса;

коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам;

ускорение свободного падения;

коэффициент, учитывающий дополнительные сопротивления от трения реборд ходовых колес и торцов ступиц колеса;

коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами;

коэффициент запаса сцепления;

.

Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления:

(2.16)

Средний пусковой момент двигателя:

(2.17)

где ш_max= 1,9..3,2 - максимальная кратность пускового момента электро- двигателя, примем ш_max= 1,9;

ш_min= 1,1...1,4 - минимальная кратность пускового момента электродвигателя, примем ш_min=1,1;

Момент статических сопротивлений при работе крана без груза:

(2.18)

Момент инерции ротора двигателя и муфты быстроходного вала : .

Фактическое время пуска механизма передвижения крана без груза:

где - масса крана, кг;

- число оборотов двигателя, об/мин;

- фактическая скорость передвижения крана, м/с.

что согласуется с данными таблицы [1, 1.19].

Фактическое ускорение крана без груза при спуске:

;

.

Проверяем фактический запас сцепления. Для этого найдем суммарную нагрузку на приводные колеса без груза:

 (2.19)

Сопротивление передвижению крана без груза:

(2.20)

Найдем фактический запас сцепления:

(2.21)

где сопротивление передвижению крана без груза;

- масса крана, кг;

общее число колес;

число приводных колес;

диаметр ходового колеса;

коэффициент трения в подшипниках качения ходовых колес;

диаметр цапфы вала ходового колеса;

ускорение свободного падения;

коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами;

.

Условие выполнятся.

Проверим минимальный путь торможения

Минимальная длина пути торможения:

(2.22)

где - фактическая скорость передвижения крана;

- коэффициент по [7, с.31];

Фактическая длина пути:

(2.23)

Условие выполняется.

3. Расчёт элементов металлоконструкции

Монорельсовый путь выполняют из двутавровой балки № 18М, 24М, 30М, 36М и 45М согласно ГОСТ 19425-74.

Полку двутавра проверим на местный изгиб от действия сосредоточенной нагрузки, передаваемой ходовыми колесами электротали. Для проектируемой электротали принимаем двутавр № 45М. Имеющий следующие размеры в поперечном сечении, рисунок 3.1.

Рисунок 3.1 Схема к расчету полки двутавра на местный изгиб

высота;

ширина

толщина стенки;

момент сопротивления;

ширина полки;

средняя толщина полки.

В нашем случае при ширине колеса и толщине реборд у основания величина .

Расчетная вертикальная нагрузка на одно колесо тележки:

(3.1)

где вес, приходящийся на ведущие колеса от поднимаемого груза;

вес, приходящийся на ведущие колеса от веса тележки;

;

.

Напряжение от изгиба в корневом сечении полки в плоскости xz:

, (3.2)

где коэффициент, зависящий от соотношения с/а;

расчетная вертикальная нагрузка на одно колесо тележки;

толщина полки;

.

Напряжение от изгиба в корневом сечении полки в плоскости yz:

, (3.3)

где коэффициент, зависящий от соотношения с/а;

расчетная вертикальная нагрузка на одно колесо тележки;

толщина полки;

.

Для значений и знак плюс относится к точке А корневого сечения, а знак минус - к точке А' того же сечения.

Напряжения от изгиба по свободному краю полки:

, (3.4)

где коэффициент, зависящий от соотношения с/а;

расчетная вертикальная нагрузка на одно колесо тележки;

средняя толщина полки;

.

Для значения знак плюс относится к точке Б' на нижней границе сечения, а знак минус - к точке Б, расположенной на верхней границе сечения полки.

Приведенное напряжение в корневом сечении полки от местного изгиба:

, (3.5)

где напряжение от изгиба в корневом сечении полки в плоскости xz;

напряжение от изгиба в корневом сечении полки в плоскости yz;

.

Напряжение не превышает допустимой величины.

4. Охрана труда и выбор устройств обеспечивающих безопасную эксплуатацию крана

К управлению краном допускаются лица не моложе 18 лет, имеющие соответствующее удостоверение и прошедшие медицинский осмотр для пригодности работы на кране.

Перед началом работы машинист обязан проверить техническое состояние основных механизмов и узлов крана (тормозов, крюка, канатов, блоков, металлоконструкции крана) и исправной работы приборов безопасности.

Эксплуатация электроталей и надзор за ними должны производится в соответствии с изданными Госгортехнадзором «Правилами устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов».

Надзор за электроталями возлагается распоряжением администрации на определенное лицо технического персонала, обладающее соответствующей квалификацией и опытом, которое и является ответственным за исправное состояние электроталей и их безопасную эксплуатацию.

Напряжение в электросети не должно быть ниже действующих норм, в противные случаи электроталь, тормоз и магнитные пускатели будут работать ненормально.

Не допускается подъем грузов, превышающих номинальную грузоподъемность, а также превышение указанного в технической характеристике режима работы и эксплуатация электроталей в условиях, не допускающих их применение.

При управлении электроталью рабочему следует находиться со стороны открытой части барабана.

Нельзя допускать такой подвески груза, при которой получается недопустимое нагружение острия крюка. В таких случаях крюк может заметно разогнуться.

Подтаскивание грузов электроталью при косом натяжении канатов, отрывание прикрепленных предметов, а также производство с помощью электротали несвойственных для нее работ запрещается.

Категорически запрещается пользоваться шланговым проводом в качестве тяги для горизонтального перемещения электротали.

Правилами ГГТН, а также стандартом СЭВ 725-77 на грузоподъёмных кранах с электрическим приводом предусмотрена установка концевых выключателей для автоматической остановки:

крана, если его скорость может превышать 0,533 м/с (по стандарту СЭВ-0,5 м/с);

механизма подъёма грузозахватного устройства перед подходом к упору.

При подъеме груза не следует доводить обойму крюка до конечного выключателя.

Конечный выключатель является аварийным ограничителем. Пользоваться им как постоянно действующим автоматическим остановом не разрешается.

Совершенно необходимо в начале каждой смены проверять исправность действия конечного выключателя.

Концевой выключатель механизма подъёма устанавливают так, чтобы после остановки грузозахватного устройства зазор между ним и упором на тележке составлял не менее 200 мм. Для этой цели применяют выключатели типа КУ 703, имеющий двуплечий рычаг.

5. Смазка узлов и деталей крана

В зависимости от требований, предъявляемых к смазочным материалам, они делятся на смазочные материалы для: редукторов и зубчатых муфт, открытых передач, подшипников качения и скольжения, реборд ходовых колес, рельс и направляющих канатов.

Для редуктора применимы трансмиссионные масла. По ГОСТ 23652-79 - основными свойствами трансмиссионных масел являются: всесезонность, длительность срока службы и высокая нагрузочная способность.

Для подшипников качения предпочтительны всесезонные смазки из числа обладающих хорошим антикоррозионным действием и длительным сроком службы.

Рельсы тележек смазывают в зависимости от температуры воздуха солидолами или графитной смазкой.

Реборды ходовых колес тали смазывают с помощью графитных стержней (ТУ 32ЦТ 558-74).

Пресс солидол - смазка для подшипников, открытых передач, направляющих.

Графитная смазка применяется для смазки рельс, реборд ходовых колёс и канатов.

Заключение

Основной целью данного курсового проекта было обучение основам конструирования сложной машины, закрепление, углубление и обобщение знаний, приобретенных при изучении теории дисциплины “ Подъемно-транспортные машины и оборудование”.

В данном курсовом проекте был спроектирован кран велосипедный грузоподъемностью 6,3т. Произведены расчеты механизмов крана, подобраны двигатели, редуктора, а также даны рекомендации по технике безопасности при работе с краном и условия смазки узлов. Проверочные расчёты показали, что спроектированный кран отвечает всем требованиям стандартов и способен выполнять необходимые технологические операции.

Список литературы

1. Справочник по расчетам механизмов подъемно-транспортных машин. Ф.Л. Марон - 2-е изд., перераб. и доп. Мн.: Высш. шк., 1983. 350 с., ил.

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.

3. Справочник по кранам: В 2 т. Т.1. Характеристики материалов и нагрузок. Основы расчета кранов, их приводов и металлических конструкций / В.И. Брауде, М.М. Гохберг, И.Е. Звягин и др.; Под общ. Ред. М.М. Гохберга. Л.: Машиностроение. Ленингр. Отд-ние, 1988. 536 с.: ил.

4. Справочник по кранам: В 2 т. Т.2. Характеристики конструктивные схемы кранов. Крановые механизмы, их детали и узлы. Техническая эксплуатация кранов /М.П. Александров, М.М. Гохберг, А.А. Ковин и др.; Под общ. Ред. М.М. Гохберга. Л.: Машиностроение. Ленингр. Отд-ние, 1988, 559 с.: ил.

5. Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов. ПБ 10-382-00. Утв. Пост. Госгортехнадзора России от 31.12.1999г. N 38.

6. Курсовое проектирование грузоподъемных машин. Руденко Н.Ф., Александров М.П. и Лысяков А.Г. Изд. 3-е, переработанное и дополненное. М., изд-во «Машиностроение», 1971, 464 стр.

7. Грузоподъемные машины: Учебник для вузов по специальности «Подъемно-транспортные машины и оборудование» / М.П. Александров, Л.Н. Колобов, Н.А. Лобов и др.: М.: Машиностроение, 1986. 400 с., ил.

8. А.Е. Шейнблинт. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. - Калининград: Янтар. сказ. 2002. 454 с.

9. Пономарев В.П., Мусияченко Е.В. Грузоподъемные машины: Учеб.пособие. 2-е изд., перераб. и доп./ Красноярск: ИПЦ КГТУ, 2005.134 с.

10. Пономарев В.П., Смолин А.Ю. Грузоподъемные машины: Курс лекций/ Красноярск: ИПЦ КГТУ, 2005. 151с.

Размещено на Allbest.ru