Расчёт механизмов крана

Размещено на http://www.allbest.ru/

Грузоподъёмность	GГР 100 кН
Максимальный вылет	LMAX 33м
Минимальный вылет	LMIN 7 м
Высота подъема	H 40 м
Высота вертикального подъема груза от точки захвата до точки пространства, определяющей начало совмещения операций	H1 12 м
Высота вертикального подъема груза, характеризующая расстояние от точки определяющей начало совмещения операций до точки, определяющей возможность безопасного движения груза над сооружениями, технологическим оборудованием порта	H2 18 м
Скорость подъёма груза	VПОД 1.2 м/с
Скорость изменения вылета стрелы	VВАЛ 1.2 м/с
Скорость передвижения портала	VПЕР 0.8 м/с
Частота вращения крана	n 2.5 мин -1
Продолжительность включения механизма подъёма	ПВ 25 %
Режим работы механизма подъёма	3М(М5 по ИСО)
Вариант погрузочно-перегрузочных работ	Склад - судно
Род груза	штучный
Масса спредера для контейнеров	0.25 GГР = 25 кН

1. Расчёт механизма подъёма

1.1 Выбор кратности полиспаста

Для стрелового крана, которым является портальный крюковой кран, перегружающий контейнеры, кратность полиспаста назначается по Табл.

1.2 Схема запасовки канатов имеет вид:

Рис. 1.1.

1-грузовой барабан; 2- уравнительный блок; 3- блочная подвеска; 4- спредер

1.3 Кинематическая схема механизма подъёма представлена на рис.1.2

Рис. 1.2.

1-электродвигатель; 2-упорная муфта; 3-упорная муфта МУВП, с тормозом типа ТКТ; 4-редуктор типа РМ; 5-зубчатая муфта; 6-грузовой барабан.

1.4 Определения расчётного усилия, действующего на канат

Расчётное усилие, действующее в канате,определяется по формуле:

где G₀ = вЧG_ГР

G₀ - нагрузка, приложенная к грузозахватному приспособлению, Н;

G_ГР - сила тяжести полезного груза, кН “по заданию”;

в - 1.25, коэффициент, учитывающий массу подвески “спредера”;

a = 2 - число полиспастов “при сдвоенном”;

m = 2 - кратность полиспаста;

з₀ = з_ПЧ - КПД канатной системы;

где з_П = - КПД полиспаста;

= 0.98 - КПД направляющего блока “блоков”;

з₀ = 0.9702Ч0.98 = 0.950796 - КПД канатной системы блоков, установленных на подшипниках качения.

При среднем режиме работы коэффициент использования Z_Р = 4.5, что по стандарту ИСО 4306/1 соответствует классификационной группе механизмов М5/3М по ГОСТ 25835/. Тогда разрывное усилие в канате будет равно:

F₀ ? Z_P ЧS = 4.5 Ч32.8671 = 147.9 кН;



По справочным данным, принимая маркировочную группу 1764 МПа, выбираем канат типа ЛК-Р конструкцию 6Ч19 по ГОСТ 2688-80 диаметром d_k = 16.5 мм.

1.5 Определение диаметров блока и барабана

По ИСО 4306/1 минимальный диаметр барабана, измеряемый по средней линии навитого каната, рассчитывают по формуле:

D₁ ? h₁ Ч d_k = 18.0Ч16.5= 297 мм;

где h₁ - коэффициент выбора диаметра барабана “отношение диаметра барабана по средней линии навитого канала к расчётному диаметру каната”;

Диаметр блока полиспаста определяется соответственно по формуле:

D₂ ? h₂Ч d_k = 20Ч16.5= 330 мм;

где h₂ = 20 - коэффициент выбора диаметра блока “отношение диаметра блока по средней линии навитого каната к расчётному диаметру каната”;

Диаметр уравнительного блока соответственно определяется по формуле:

D₃ ? h₃ Ч d_k = 14 Ч 16.5= 231 мм;

где h₃ - коэффициент выбора диаметра уравнительного блока “отношение диаметра уравнительного блока по средней линии навитого канала к расчётному диаметру каната”.

Принимаем барабан типа БКН-510 с нормальной мелкой канавкой. Длину барабана при сдвоенном полиспасте и промежутком посередине барабана, равном диаметру уравнительного блока l₁ = D₃ = 231мм. определяем по формуле:

мм.

где S = 18 мм. - шаг навивки для каната диаметром d_k = 16.5мм.

Принимаем длину барабана L = 2300 мм, при этом высота подъёма возрастёт до значения H = 44.38 м. r₁ = 9.5мм - радиус канавки; S₁ = 18 мм - шаг навивки; C₁ = 4.95 мм - высота бортика.

1.6 Выбор электродвигателя

1.6.1 Определение общего КПД механизма подъёма

Общий КПД механизма подъёма определяется как произведение КПД отдельных элементов привода:

з = з_МУЧз_РЕДЧз_МЗЧз_ПСЧз_О= 0.98Ч0.91295Ч0.99Ч0.98Ч0.950796 = 0.8253

где з_МУ - 0.98 - КПД присоединительной упругой муфты типа МУВП;

з_РЕД - 0.91295 - КПД редуктора типа РМ;

з_МЗ - 0.99 - КПД зубчатой муфты;

з_ПС - 0.98 - КПД пары подшипников скольжения “на опорах барабана”;

з_О - 0.950796 - КПД канатной системы;

1.6.2 Расчёт статистической мощности

Статистическую мощность двигателя определяют по формуле:

где G₀ - сила тяжести полезного груза;

V_ПОД - скорость подъёма полезного груза;

х - коэффициент перевода в киловатты;

з_М - КПД механизма подъёма.

1.6.3 Выбор типа электродвигателя

По каталогу крановых электродвигателей серии МТКФ с короткозамкнутыми роторами подбираем электродвигатель типа МТКF - 412-6.

Паспортные данные выбранного электродвигателя МТКФ - 412-6 приведены в таблице 1.

Тип	МТКФ 412-6
Мощность на валу, кВт, при ПВ = 40%	30
Частота вращения, об/мин	935
Высота оси вращения, мм	225
Ток статора при 380 В, А	70
cos ц	0,78
Кпд, %	83,5
Пусковой ток при 380 В, А	380
Пусковой момент, кгм	95
Максимальный момент, кгм	100
Маховый момент ротора, кгм2	2,55
Режим работы	S3-40%
Масса , кг	315
Максимальная частота вращения, об/мин	2500

1.1 

1.2 Выбор редуктора механизма подъёма

1.2.1 Определение частоты вращения барабана

1.2.2 Расчёт передаточного числа редуктора

1.2.3 Выбор редуктора

По каталогу редукторов типа РМ при частоте вращения “номинальной n = 1000 мин ^-1” подбираем редуктор РМ - 500 с общим передаточным числом U = 10

1.2.4 Паспортные данные выбранного редуктора РМ - 500 приведены в таблице 2

Тип редуктора	Частота вращения быстроходного вала, мин -1	Режим работы механизма подъёма	Мощность на быстроходном валу редуктора при общем передаточном числе	Геометрические параметры редуктора
РМ - 500	935	3М		Габаритные: 986х350х592 Установочные:480х310 Вес: 390 кг

1.3 Уточнение диаметра барабана

Определение геометрических параметров барабана “см. п. 1.5.”

приведены в пункте 1.5.

Расчёт толщины стенки барабана для чугунных барабанов

a = 0.02ЧD_б+(6…10);

a = 0.02Ч500+(6…10) = 16…20 мм. Принимаем a = 16мм.

Эскиз барабана (Рис. 1.4)

1.4 Проверка электродвигателя на время пуска

Время пуска “разгона” механизма подъёма определяется из уравнения:

где n_ДВ - 935 мин ^-1 - частота вращения ротора электродвигателя;

m = 2 - полиспаста механизма подъёма;

U = 10 - общее передаточное число редуктора механизма;

з_М = 0.8253 - общий КПД механизма подъёма;

G₀ = 125 кН - масса груза со спредером, в кН; G₀ = 12500кГс;

D_б = 0.5 м - диаметр барабана, в м;

Ш_ДВ = 1.7…1.8 - кратность пускового момента двигателя;

GD² = 2.55 кГс/м² - маховый момент ротора двигателя;

=1.1…1.2 - коэффициент, учитывающий маховые моменты деталей механизма, кроме деталей, расположенных на валу двигателя;

Допускаемое время пуска определяется из выражения:

t_П?5 V_ПОД = 5Ч0.5 = 2,5 с. [t_П]t_П;

1.5 Выбор тормоза

1.5.1 Расчёт величины тормозного момента

Статистический момент “вращающий” от веса груза, приведённый к валу тормоза определяется по формуле:

12.895 кГс /м = 128.95 Н/м

Тормозной момент определяется по формуле:

H/м

1.5.2 Выбор тормоза

При тормозном моменте 225.66 Н/м выбираем по таблице.66[3] тормоз ТКТ -300 с размерами 300Ч120, ширина колодки в=90 мм.

1.5.3 Проверка тормоза на время торможения

Пусть торможения определяется по формуле:



где V_ПОД =72 м/мин - скорость подъёма в м/мин;

К_Т = 100 - коэффициент для кранов при ПВ 25 %;

Время торможения определяется по формуле:

где S_т = 0.72 м - путь торможения, в м;

V_ПОД = 1.2 м/с - скорость подъёма в м/с;

1.5.4 Проверка тормоза на величину удельного давления

Удельное давление определяется по формуле:

МПа,

где N - нормальное давление на одну колодку, определяемое по формуле:

где Т_Т = 225.66 Н/м - тормозной момент для тормоза типа ТКТ - 300;

ѓ= 0.42 - коэффициент трения между колодкой и шкивом при сочетании вальцованная лента по чугуну или стали;

D_ШК = 0.3 м - диаметр тормозного шкива;

- площадь контакта (вальцованной) ленты со шкивом;

где y = 1.22173 рад - угол обхвата шкива колодкой (60⁰ - 70⁰) принимаем угол в 70⁰;

b_кол = 90 мм ширина тормозной колодки;

Удельное давление равно:

Максимальное давление для такой пары материалов допускается [p]=1.2 Мпа

1.5.5 Эскиз тормоза (см. рис. 1.5)

Рис. 1.5.

1-тормозной шкив; 2- тормозная колодка; 3- рычаг; 4 - электромагнит МО-300; 5 - основная пружина; 6 - регулировочный винт.

1.5.6 Паспортные данные выбранного тормоза приводится в таблице 3

Тип	Диаметр тормозного шкива, DШК, мм	Ширина тормозной колодки, b, мм	Тормозной момент при ПВ % ТТ, Н/м	Тип электромагнита	Ход якоря магнита h, мм	Геометрические параметры	Масса тормоза кГс	Установочные размеры
ТКТ-300	300	90	225.66	МО-300	3	783Ч243Ч570	87.8	500Ч80

1.6 Выбор муфты

1.6.1 Расчёт момента, передаваемого муфтой

Нормальный вращающий момент, развиваемый двигателем, определяется по формуле:

где = 97.86 с ^-1

Момент, передаваемый муфтой, определяют с учётом коэффициентов К₁ и К₂ т.е.

Т_Р = К₁ ЧК₂ Ч Т,

где Т - номинальный вращающий момент на валу двигателя или на тихоходном валу редуктора.

Номинальный момент на тихоходном валу редуктора:

Т₂ = Т_ДВ Ч u Ч з_му Ч Ч Ч з_мз = 308.34Ч10Ч0.8253=2544.73 Н/м

Т_Р = 1.5Ч1.5ЧТ₂ = 2.25Ч2544.73 = 5725.6425Н/м.

1.6.2 Выбор зубчатой муфты

По ГОСТ 5006-83 выбираем зубчатую муфту, передающую вращающий момент, превышающий расчётный Т =6300 Н/м.

1.6.3 Эскиз муфты

(Рис. 1.6) и паспортные данные выбранной муфты



Паспортные данные муфты

Тип муфты	Номинальный вращающий момент ТР Н/м	Диаметр вала d, мм	Частота вращения вала	Ширина зубчатого венца, не менее b, мм	Габариты муфты: длинна, диаметр, размер А.
МЗ	Т = 6300 Н/м	80		20 мм	Dм =230 Lм =270 A = l1 =130

Рис. 1.6.. Эскиз муфты: 1 - левая полумуфта; 2 - правая полумуфта; 3 - стяжной болт; 4 - ведущий вал; 5 - ведомый вал

1.6.4 Расчёт момента, передаваемого упорной присоединительной муфтой типа МУВП

Т₁ = Т_ДВ Ч Чз_пкЧз_зп = 308.34Ч 0.98²Ч0.97Ч0.99 = 284.37 Н/м

Расчётный момент, передаваемый муфтой МУВП:

Т_Р = 1.5Ч1.5ЧТ₁ = 2.25 Ч284.37 = 639.8325 Н/м.

1.6.5 Выбор упорной муфты типа МУВП

По ГОСТ 21424-75 выбираем упорную муфту(МУВП-8), передающую на диаметр вала = 50 мм, вращающий момент Т = 710 Н/м.

1.6.6 Эскиз муфты (Рис. 1.7.) и таблица с паспортными данными выбранной муфты

Тип муфты	Номинальный вращающий момент Тр, Н/м	Диаметр вала Ш, мм	Частота вращения вала, , с -1	Ширина зубчатого венца, не менее b, мм	Габариты муфты: Диаметр, общая длинна, длинна посадочного места
МУВП - 8	710	50	50		DМ = 190 мм LM = 226 мм l1 = 110 мм

Рис. 1.7. Эскиз муфты: 1 - моторная полумуфта; 2 - тормозная полумуфта; 3 - палец с резиновой облицовкой

Коэффициенты при расчётах вращающих моментов:

К₁ - коэффициент безопасности, устанавливаемый в зависимости от степени ответственности механизма;

К₂ - коэффициент условий работы, зависящий от способа приложения нагрузки.

2. Расчёт механизма передвижения

2.1 Определение нагрузки на опору крана:

Рис. 2.1. Схема к расчёту опорных давлений портального крана:

а) схема крана; б) план опорной части; 0 - геометрический центр опорной части; О₁ - цента оси вращения поворотной части; Е₁ - центр тяжести веса поворотной части; Е₂ - центр тяжести неповоротной части.

Данные для расчёта нагрузки на опору крана:

1. Грузоподъёмность - G₀ = 125 кН “с учётом массы спредера”;

2. Максимальный вылет - L_max = 33м;

3. Масса поворотной части крана - G₁

4. Масса неповоротной части крана - G₂

5. Величина смещения центра тяжести:

- поворотной части - e₁ = +0.1 м;

- неповоротной части - e₂ = 0;

- оси вращения поворотной части - e = 0;

6. База портала - 2а = 8 м; колея портала - 2в = 8 м;

7. Усилие ветра рабочего состояния - P_BР = 20 кН;

8.Координата центра ветрового давления рабочего состояния - h_p = 12.5 м;

9. Угол отклонения грузовых канатов от вертикали - d = 2⁰ ;

10. Расстояние от головки рельса до концевого блока - h = 25 м;

11. Уклон подкрановых путей, % =0,3 %, что соответствует углу в 10¹;

12. Скорость передвижения портала - V_ПЕР = 0.8 м/с;

13.Группа режима работы механизма передвижения - 3М; ПВ 15%;

14. Диаметр ходового колеса - D_к = 500 мм;

15. Допускаемое давление колеса на рельс - [Р] = 150 кН;

16. Материал колеса - сталь Ст. 5.

17. Допускаемое напряжение местного смятия [Q_СМ] = 525 МПа;

18. Сила инерции от заторможенного груза:

подъем электродвигатель пуск муфта

где V_ОП = 1.5ЧV_ПОД - скорость при торможении;

g = 9.81 м/с² - ускорение свободного падения;

t_Т =0.5 с - время торможения.

19. Горизонтальная составляющая от натяжения в грузовом канале:

G_ГОР = G Ч tg Ч d = 125Ч0.0349 = 4.3625 кН;

20. Плечо приложения горизонтальной составляющей:

h_гор = (h-3 Ч sin d) =25-3Ч0.9994 = 22 м;

Пользуясь уравнениями статики, определяем максимальную нагрузку на опору крана.

Составляем уравнения моментов относительно опорных линий А^К и В^К:



М_Ак = (G₀+P_ИН) [(L_MAX Ч cosц_max + 3 Чsin2⁰)+ в]+G₁Чв +G₂Чв - P_ВР Ч h_р - G_ГОР Ч h_ГОР - R_А Ч B Ч k Ч2Чв = 0; откуда

М_Ак = (G₀+P_ИН) [(L_MAX Ч cosц_max + 3 Чsin2⁰)+ в] - G₁Чв - G₂Чв - P_ВР Ч h_р - G_ГОР Ч h_ГОР - R_А Ч B Ч k Ч2Чв = 0

Наибольшее давление будет приходиться на опорную линию В, а на ней - на опору В, которую определяем из выражения:

Это значение меньше допустимого давления на ходовое колесо диаметром D_K =500 мм, поэтому достаточно под каждой опорой разместить одно ходовое колесо, однако с конструктивной точки зрения размещаем под каждой опорой балансирную тележку, содержащую два ходовых колеса.

2.2 Расчёт общего числа колёс

Если под каждой опорой расположить два ходовых колеса, то общее количество ходовых колёс на кране будет равно 8.

2.3 Расчёт размеров колес

Согласно отраслевому стандарту ГОСТ 24.090.44-82, разработанному во ВНИИПТМФШе, при расчёте ходовых колёс определяют диаметр и ширину поверхностей дорожки качения, тип рельса, напряжения, в контакте колеса и рельса.

Расчёт колеса производится по возможной максимальной статистической нагрузке F_max = Сначала по таблице. 9.1. [4] предварительно подбирают значения диаметра стандартного колеса D_K = 50 см, тип рельса КР 70 с шириной плоского рельса в = 6 см.

Проверяют натяжение смятия при линейном контакте по формуле:

где к_r = 1.1 - коэффициент, зависящий от условий работы “на открытых площадках при любых скоростях движения”:

Коэффициент динамики

К_Д = 1+К_mЧV = 1+0,20Ч0.8 = 1.16;

где К_m - 0.2 - коэффициент, зависящий от жёсткости кранового пути “на железобетонных балках”;

К_Н = 1.5 - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса;

2.4 

2.5 Эскиз балансирных тележек (см. рис. 2.2)

Рис. 2.2.: 1 - опора крана; 2 - ось балансира; 3 - балансир; 4 - букса; 5 - ходовое колесо.

2.6 Выбор общей схемы привода (рис. 2.3.):

Рис. 2.3.: 1 - электродвигатель; 2 - червячный редуктор; 3 - дисковый тормоз; 4 - ходовое колесо.

2.7 Определение сопротивлений передвижению

2.7.1 Расчётная схема активных сил и сил сопротивления

Рассмотрим установившееся движение крана по рельсовому пути. На рис. 2.4 кран представлен двухколёсной рамой с общей вертикальной нагрузкой, равной максимальной величине давления на опору.

Рис. 2.4 Схема крана

N - общая вертикальная нагрузка; N_П - нагрузка на приводное колесо; N_Х - нагрузка на ходовое колесо; при этом N = N_П + N_Х; - общее сопротивление движению W = W_В + W_У ; W_В - сопротивление от ветровой нагрузки; W_У - сопротивление от уклона пути. К каждому колесу приложены моменты сил трения в цапфах - М_ЦП и М_ЦХ, определяемые по уравнениям: М_ЦП = ЧN_П 0.5d; М_ЦХ = Ч N_Х 0.5d;

К колёсам приложены вертикальные реакции N_П и N_Х, создающие на плечах “k” моменты сил трения качения: М_КП = N_ПЧk и М_КХ = N_ХЧk;

Воздействие привода на приводное колесо представлено в виде пары сил с движущим моментом M_ДВ, направленным в сторону угловой скорости. Реально момент М_ДВ представляет собой момент окружной силы Р_ОКР, приложенной к зубчатому венцу колеса “на рисунке не показана”.

Единственной движущей силой является сила Р¹, направленная в сторону движения крана “в сторону скорости V_ПЕР”.

2.7.2 

2.7.3 Расчётная схема для определения наветренных площадей элементов крана

Наветренные площади для элементов крана представлены:

А) наветренной площадью от груза - контейнера среднетоннажного УУК5: имеющего размеры: 2100-5650-2400. Наветренные площади будут равны: А_min = 5.04 м²; А_max = 6.36 м²;

Б) наветренной площадью портала: при колее портала - 8 м и габарите - 6.5 м наветренная площадь портала может быть представлена в виде площади, состоящей из верхнего пояса и двух площадей пилонов. Ориентировочно принимаем А_ПОРТ = 14.125 м²;

В) наветренной площадью поворотной части крана, включающей площади машинного отделения и стрелового устройства: в первом приближении можно принять А_ПОВ.Ч = 35.875 м².

Общая наветренная площадь “максимальная”:

А_max = 6.36 + 14.125 + 35.875 = 56.36 м².

2.7.4 Определение сил сопротивления от ветровой нагрузки

Сила сопротивления от ветровой нагрузки определяется путём умножения общей наветренной площади на удельное давление ветра рабочего состояния, принимаемого равным q = 400 Н/м².

Р_В = А_max Ч q = 56.36 Ч 400 = 22.544 Н = 225.44 кН

2.7.5 Определение величины сопротивления от сил трения:

Величина сопротивления от сил трения определяется по формуле:

где С₀ + G₁ + G₂ - массы груза, спредера, поворотной и неповоротной части крана, ?G = 125+450+250 = 825 кН.

= 0.015 - коэффициент трения в цапфах ходовых колёс при подшипниках качения “шариковых или роликовых”;

к = 0.05 мм - коэффициент трения качения при диаметре ходового колеса D_Х.К. = 500 мм и рельсе с плоской головкой.

с = 1.5 - коэффициент трения реборда о рельсы при ходовых колёсах с цилиндрическим ободом:

2.7.6 Определение сил сопротивления уклона:

Уклон рельсовых путей принят равным 10¹, sin10¹ = 0.003;

W_у = ?G Ч sin d = 825 Ч0.003 = 2475 Н.

2.8 Выбор электродвигателя

2.8.1 Расчёт статистической мощности двигателя

Суммарное сопротивление передвижению равно:

W = W_OX Чcos d + ?G Чsin d + P_B = 39600 Ч 1.0 + 825000Ч0.003 + 22544 =64619 H.

Потребная мощность двигателя механизма передвижения опредиляется по формуле:

где U_ПЕР = 0.8 м/с - скорость передвижения портала;

v = 10³ - переводной коэффициент в киловаттах;

з_М = 0.8 - КПД механизмов передвижения.

Электродвигатель оборудуем все четыре балансирные тележки; при этом мощность, потребляемая каждым из приводов, будет равна:

2.8.2 Выбор типа электродвигателя

По каталогу крановых электродвигателей серии МТКФ выбираем электродвигатель типа МТКФ 411-6 номинальной мощностью P_НОМ = 22 кВт при ПВ 40% с номинальной частотой вращения n_ном = 935 мин ^-1

2.8.3 Таблица с паспортными данными выбранного электродвигателя

Тип	Мощность на валу при ПВ 40%, кВт	Частота вращения n, мин -1	КПД %	Максимальный момент Н/м	Маховый момент GЧD кГс/м2	Масса кГс
МТКФ 411-6	22	935	0.79	780	0.47	255

Габаритные размеры электродвигателя МТКФ - 411-6:

Длина общая - l₇ = 907 мм; высота общая - Н = h₃ = 525; ширина наибольшая - 422 мм; h = 225 мм - расстояние от оси до фундаментной плиты.

Установочные размеры: b₃ = 330 мм; L₃ = 335 мм; 4 отверстия под болты М8. Присоединительные размеры: диаметр выходного конца вала Ш d₁ = 65 мм.

2.8.4 Проверка на кратковременную перегрузку

Этот вид проверки осуществляют путём сравнения максимального момента двигателя, состоящего из статистического, и динамического моментов с номинальным моментом двигателя.

На портале крана установлено 4 привода, 4 двигателя, на каждый из которых приходится внешняя нагрузка, равная 825 кН: 4 = 20625 кН.

А) Определяем номинальный момент двигателя:

где мин^-1 - угловая скорость вращения двигателя;

Б) Определяем статистический момент двигателя:

В) Определяем динамический момент двигателя, приняв время пуска t_П = 5 с

T_MAX = Т_ДВ.СТ + Т_ДВ.ДИН. = 165.03+ 36.99 = 202.02 Н/м

Здесь =1.15 - коэффициент приведения масс привода к ротору двигателя;

?G_ПР = 20.625 тс = 20625 кГ - внешняя нагрузка на двигатель;

U = 0.8 м/с - скорость передвижения крана;

n = 935 мин ^-1 - частота вращения двигателя;

t_П = 5 с - время пуска рекомендуемое;

з = 0.8 - ориентировочный КПД одного привода;

2.8.5 Проверка двигателя на время разгонa “пуска”

Время “пуска” разгона механизма передвижения без учёта ветра и колебаний груза в период пуска определяется из условия:

где n_ДВ = 935 мин ^-1 - частота вращения двигателя;

И = 21- передаточное число механизма передвижения;

з_ДВ = 0.68 - КПД двигателя механизма передвижения;

?G = 206.25 кН - внешняя нагрузка на один привод;

G₁D₁² = 0.47кГс/м² - маховый момент на валу двигателя;

? = 1.15 - коэффициент приведения масс привода к валу двигателя;

м = 0.015 - коэффициент трения в цапфах ходового колеса;

к = 0.05 мм - коэффициент трения качения при диаметре ходового колеса D_Х.Д. = 500 мм;

ш_ДВ = 1.7…1.8 - кратность пускового момента двигателя;

с = 1.5 - коэффициент, учитывающий трение реборда о головку рельса при ходовых колёсах с цилиндрическим ободом;

Что меньше допускаемых значений [t_П] = 5-8 с.

2.9 Выбор редуктора механизма передвижения

2.9.1 Определение частоты вращения ходовых колёс

где U = 60 м/мин - скорость передвижения крана;

2.9.2 Расчёт передаточного числа редуктора

2.9.3 Выбор редуктора

Наибольшей оптимальной схемой редуктора является червячный одноступенчатый редуктор с 4-х заходным червяком с геометрическими параметрами:

Червяк: делительный диаметр d₁ = 80 мм;

диаметр вершин витков d_a1 = 100 мм;

диаметр впадин витков d_f1 = 56 мм;

длина нарезной части в₁ = 140 мм;

модуль нарезки m =10 мм;

коэффициент диаметра червяка q=8.

Червячное колесо: делительный диаметр d₂ = 320 мм;

диаметр вершин зубьев колеса d_a2 = 340 мм;

диаметр впадин зубьев колеса d_f2 = 296 мм;

ширина венца в₂ = 68 мм;

диаметр наибольший d_ам2 = 350 мм;

межосевое расстояние a_w1 = 200 мм.

Присоединительные размеры: диаметр вала под муфтой МУВП Ш45 мм;

диаметр вала под тормозным шкивом Ш45 мм;

Установочные размеры: A = 472 мм; В = 212 мм;

фундаментные болты - М 20.

Размеры фундаментной плиты: A¹ = 472+2Ч28 = 528 мм;

B¹ = 212+2Ч28 = 268 мм.

Кроме червячной ступени в схеме привода имеется открытая ступень с шестерней и двумя зубчатыми колёсами, установленными на торцевых поверхностях ходовых колёс и соединенных с ними болтами М 42 в количестве 6 шт. на каждом колесе: модуль внешнего зацепления m = 10 мм;

Числа зубьев: шестерни - Z_з = 18 и колёс - Z₄ = 47/

Техническая характеристика редуктора механизма передвижения “серия РЧ”

Тип	Частота вращения быстроходного вала nМИН -1	Классификационная группа по ИСО	Мощность на быстроходном валу при передаточном числе	Установочные, присоединительные и габаритные размеры
РЧ - 300	935	МЗ	И = 8; 10.5 = РДВ; Р1 = 8.659	А = 472; В = 212 Ш 45; е = 82

2.10 Выбор тормоза механизма передвижения

2.10.1 Расчёт величины тормозного момента

Сцепной вес крана определяется по формуле:

где G₀ = 125 кН - масса контейнера со спредером;

G₁ = 450 кН - масса поворотной части крана;

G₂ = 250 кН - масса неповоротной части крана;

Тормозной момент исчисляют по формуле:

где ш = 0.15 - коэффициент сцепления при качения без скольжения по сухим рельсам “среднее значение”;

м₁ - коэффициент сопротивления движению от сил трения, определяемый по формуле: м₁ = 0.0048

з_М = 0.8 - КПД механизма передвижения “ориентировочное значение”;

R_ШК = 0.1 м - радиус тормозного шкива, а м;

2.10.2 Выбор тормоза

Тормоз выбираем по тормозному моменту, вычисленному в п.2.9.1.

Выбираем тормоз ВНИПТМАШ переменного тока типа ТКТ - 300/200, обеспечивающий тормозной момент Т_Т = 240 Н/м.

2.10.3 Проверка тормоза по времени торможения

Путь торможения крана определяется по приближённой формуле:

Время торможения крана находим по формуле:

2.10.4 Проверка тормоза на величину удельного давления:

При угле обхвата колодкой тормозного шкива в 70⁰ и радиусе тормозного шкива R_ШК = 100 мм = 0.1 м длина дуги составит величину е = 122.173 мм.

Ширина колодки при этом равна В₀ = 70 мм при ширине шкива В = 80 мм.

Площадь тормозной колодки при этом будет равна:

А = 122.173 Ч70 = 8552.11 мм²;

Нормальное давление колодки на шкив определяется по формуле:

где м = 0.4 - коэффициент трения колодки о шкив;

D_ШК = 0.2 м - диаметр тормозного шкива тормоза ТКТ - 300/200.

Удельное давление на колодке из асбестовой ленты:

где [p] = 0.6 МПа - доступное удельное давление на асбестовой ленте по металлу.

Техническая характеристика тормоза ТКТ 300/200
Тип	Диаметр шкива, мм	Ширина колодки ВК, мм	Тормозной момент ТТ, Н/м	Ход толкателя макс, мм	Масса тормоза, кГ	Габаритные и установочные размеры
ТКТ - 300/200	200	70	211.56	10	65.7	687Ч550Ч161 500Ч80- уст.

3. Расчёт механизма изменения вылета стрелы

3.1 Конструктивная схема заданного стрелового устройства

На рис. 3.1 представлена конструктивная схема заданного стрелового устройства, выполненного в виде шарнирно-сочленённого устройства с жёсткой оттяжкой. На рисунке: 1 - стрела; 2 - хобот; 3 - тяга; 4 - зубчатый сектор; 5 - противовес оттяжки и стрелы; 6 - противовес поворотной части (в расчёте не учитывается); 7 - контейнер.

При расчёте приняты следующие весовые и геометрические параметры:

а) весовые параметры: G₀ - масса груза со спредором, G₀ =125 кН;

G₀ = 0.4 C₀ = ?? - масса груза с хоботом; К₁ = 4.5 кН - масса противовеса стрелы; G₃ = 2 кН - масса зубчатого сектора “в расчётах не участвует”.

б) геометрические параметры приведены на схемах (Рис 3.1).

Расчёт механизма проводится в следующей последовательности:

1. Определяется момент относительно оси качения стрелы:

+

P_{В ГР}, Р_{В СТР} - ветровые нагрузки от груза и стрелы;

L;l₂;h_1;h₂ - плечи действия всех действующих на устройство нагрузок “здесь не учтен противовес и плечо его действия, при расчёте его необходимо учесть”

Положение стрелы	А, град	Угол ЦТ	L м	l	h	d	h	Cт	B, град	Cosв	sinб	AСТР	PВ.СТР	РВ.ГР
1	40	42.5	28	7	18	4	9	9.6	45	0.707	0.642	3.8	0.372	0.254
2	60	62.5	14	5	18	5	11	9.8	23	0.920	0.866	4.3	0.372	0.254
3	77	79.5	6	2	18	6	13	9.2	-19	0.945	0.974	5.2	0.372	0.254

рис.3.1. Кинематическая схема стрелового крана (М 1:200)

Пользуясь данными, приведенными выше, составляем момент относительно оси качения (т.0) для четырёх положения стрелы. Учитываем, что усилие в грузовых канатах подсчитано и равно 7.8 тс. Противовес оттяжки и стрелы К₁ = 4.5 тс.

Приложение 1.

М₀₁ (6.25Ч28+2.5Ч7+0.2544Ч18+0.372Ч9-4.5Ч11-7.8Ч4)Ч10⁴ = 119.72 Ч10⁴ Нм

Приложение 2.

М₀₂ (6.25Ч14+2.5Ч5+0.2544Ч18+0.372Ч11-4.5Ч11-7.8Ч5)Ч10⁴ = 19.47 Ч10⁴ Нм

Приложение 3.

М₀₃ (6.25Ч6+2.5Ч2+0.2544Ч18+0.372Ч13-4.5Ч11-7.8Ч6)Ч10⁴ =-44.38Ч10⁴ Нм

В приложении 3 тяга 3 будет работать на сжатие.

2. По моменту М₀ определяем усилие Т₀ в тяге 3:

Проектируем усилия Т₀ на направление, перпендикулярное нижнему зубчатому сектору:



3. Определяем окружное усилие F_t на зубчатом секторе:

Мощность электродвигателя механизма изменения вылета будем определять по эквивалентному окружному усилию на зубчатом секторе.

4. Определяем эквивалентное окружное усилие в зубчатом секторе:

5. Определяем время перехода стрелы из одного крайнего положения в другое:

За это же время зубчатый сектор повернётся на угол 60⁰ и пути, пройденный зубчатой частью его будет определён как радиус сектора, умноженный на длину дуги сектора в 60⁰, т.е.:

r₂Ч(радиан 60⁰) = 3.248Ч1.047198 = 3.401 м.

При этом окружная скорость на зубчатом секторе будет равна:

6. Определяем мощность на выходном валу редуктора механизма изменения вылета стрелы:

20.27Ч0.185=3.749 кВт

7. Мощность на валу электродвигателя при з = 0.8 будет равна:

Подбираем электродвигатель переменного тока серии МТ П габарита МТ 22-6 номинальной мощностью Р_НОМ = 6.3 кВт при ПВ 40% с номинальной частотой вращения n_НОМ = 957 мин^-1 и диаметром выходного конца вала двигателя a_ВЫХ = 40 мм.

Далее приводим характеристики электродвигателя МТ - 22-6, редуктора трёхступенчатого горизонтального типа ЦЗУ с переда точным числом U = 63, колодочного тормоза ТКТ 200, упругой втулочно-пальцевой муфты типа МУВП с полумуфтой под тормоз ТКТ 200. Их помещаем в виде приложения в конце записки.

8. Определяем габариты выходной шестерни, посаженной на выходной вал редуктора ЦЗУ - 160

А) частота вращения выходной шестерни:

Б) угловая скорость выходной шестерни:

В) радиус выходной шестерни равен:

диаметр d_Ш = 2ЧR =2Ч0.1164=0.2328 м. d_ш = 232 мм.

9. Приняв модуль зацепления m = 12 мм, определим геометрические параметры шестерни и зубчатого сектора:

а) делительные диаметры шестерни и кругового сектора:

d_Ш =232 мм; R_C = 3248

б) диаметры вершин зубьев:

шестерни d_аШ = d_Ш + 2 Ч m =232+2Ч12=256 мм;

радиус сектора R_ac = r_c + m =3248+12 = 3260 мм;

в) диаметры окружностей впадин:

шестерни d_fШ = d_Ш - 2.4 Ч m =232-2.4Ч12=203.2 мм;

радиус сектора R_fc = r_c + 1.2 Ч m =3248+1.2Ч12=3260 мм;

10. Кинематическая схема механизма изменения вылета стрелы (электродвигатель, тормоз, редуктор, выходные шестерни).



Рис. 3.2 Кинематическая схема механизма изменения вылета стрелы:

3.2 - электродвигатель МТ -22-6;

3,4 - втулочно-пальцевые муфты;

5,6 - колодочные тормоза ТКТ - 200;

7…13 - зубчатые колёса

Примечание: косозубые колёса 7…12 имеют угол наклона зуба 15^о. Модули и числа зубьев выбирать из таблиц П.5,8.



4. Расчёт механизма поворота

4.1 Разработка схемы поворотной части крана

В последнее время в поворотных кранах применяют одно или двухрядное шариковые или роликовые опорно-поворотные устройства. Во всех устройствах используют стандартные шарики и ролики, выпускаемые шарикоподшипниковой промышленностью. Шарики или ролики укладываются без сепараторов. Кольца кругов изготавливают из качественной стали, а беговые дорожки подвергают закалке и полировке. Роликовые опорно-поворотные устройства выдерживают большие нагрузки, нежели шариковые того же диаметра.

Расчёт таких устройств, представляющих статически неопределимую систему, выполняют по эмпирической зависимости. Эту зависимость используют при определении момента сил сопротивления вращению.

Для выполнения расчёта необходимо задаться весовыми параметрами поворотной части крана и принять ту же схему стрелового устройства, которая была разработана в п. 3 настоящего расчета. Она представлена на рис. 4.1. с теми же данными по вылетам стрелы.

Диаметр шаровой опоры назначаем разным D = 2.0 м. (по срединным сечениям шариков или роликов).

Расчёт ведём для максимального вылета стрелы L_MAX = 25 м.

4.2 Определение сил тяжести элементов поворотной части крана

а) Масса спредера с контейнером G₀ = 6.25

б) Масса стрелы с хоботом

в) Массы противовесов: 1 - стрелы и оттяжки - 4,5 тс; 2 - машинного отделения - 10 тс.

г) Масса поворотной части крана G₃ = 60 тс. Это значение принято по аналогии с таковой для крана “Ганц”.

4.3 Расчёт и схема сил, действующих на поворотную часть

Кинематическая схема механизма поворота представлена на рис. 4.1:

Расчёт механизма сводится к определению сил сопротивления вращению:

а) от сил трения в шаровой опоре;

б) от ветровой нагрузки на стрелу, груз, поворотную часть крана;

в) от сил инерции вращающихся частей крана и груза относительно оси поворота.

4.3.1 Определение момента от сил сопротивления вращению в шаровой опоре

1. Этот момент определяется по эмпирической формуле (см. учебник для вузов: Иванченко Ф.К. Конструкция и расчёт подъёмно-транспортных машин, Киев, Вища школа,1933)

T = 0.01(5T_ГР+МЧDЧg); где Т_ГР - грузовой момент, определяемый по формуле:

М Ч D Ч g = 205Ч2Ч9.8 = 4018 мс м/с² - момент от всех масс поворотной части крана.

T = 0.01(5Ч4042.5+4018) = 242.3 Нм



Рис. 4.1 Кинематическая схема механизма поворота: 1 - стрела; 2 - хобот;

3 - Оттяжка; 4 - тяга; 5 - противовес стрелы к оттяжке: 6 - противовес машинного отделения и надстройки; 7 - спредер с контейнером; 8 - шаровое опорно-поворотное устройство; 9 - механизм поворота; 10 - зубчатый сектор; 11 - механизм изменения вылета стрелы.



Рис.4.2 Поперечные сечения опорно-поворотных кругов:

а,б - шариковых; в,г - голиковых.

Б) Момент сопротивления повороту от напора ветра.

Этот момент определяется по формуле:

М_В = М_В.ГР + М_В.СТР - М_{В.МАШ.ОТД.}

где М_В.ГР; М_В.СТР; М_{В.МАШ.ОТД}; - пасусность соответствующих частей крана и груза.

Парусность от стрелы определяется графически по фактическим площадям стрелы и хобота с учётом коэффициента заполнения площади металлом равным 0.25.

а) парусность стрелы А_СТ = 32Ч2Ч0,5Ч0,25=8 м²

б) парусность хобота А_Х =10,5Ч1Ч0,5Ч0,25=1,3125 м²

Парусность стрелового устройства = 9,3125 м²

в) парусность от груза определяется по ГОСТ 1451-65 либо по фактическим размерам контейнера (по наибольшему варианту).

Принимаем А_КОНТ = 6.36 м²

Парусностью спредера принебрегаем из-за малости.

Парусность от машинного отделения, надстройки, зубчатого сектора также определяется графически:

а) парусность машинного отделения и надстройки до оси вращения крана:

А_{МАШ.ОТД.} = 52.214 м²;

б) парусность зубчатого сектора: А_С = 11.723

в) парусность машинного отделения от оси вращения вместе с кабиной крановщика: А_{МАШ.ОТД.1} = 10 м².

Определяем ветровые нагрузки соответствующих частей крана и груза при удельной нагрузке ветра рабочего состояния:

q = 400 н/м²

Сила ветра от груза Р_В'ГР = 6.36Ч400 = 2544 Н = 0.2544 тс.

Сила ветра от стрелы и хобота Р_{В СТР} = 9,3125 Ч400 = 3725Н = 0,3725 тс.

Сила ветра от машинного отделения до оси вращения крана

Р_{В МАШ} 52.214+11.723Ч400=25574.8 Н = 2.557 тс;

Сила ветра от машинного отделения до кабины крановщика:

Р_{В МАШ} = 10Ч400 =4000 Н = 0.4 тс;

Плечи действия ветровых нагрузок:

1) Плечо действия ветровой нагрузки от груза - 33 м;

2) Плечо действия ветровой нагрузки от стрелы - 11 м;

3) Плечо действия ветровой нагрузки от машинного отделения до оси вращения крана - 3.6 м;

4) Плечо действия ветровой нагрузки от оси вращения до кабины крановщика - 3.2 м.

Момент сопротивления от ветра равен:

М_В =2544Ч33+3725Ч11+4000Ч3,2-25574,8Ч3,6=83952+40975+12800-92069,28=-45657,72 Нм

Этот момент значительно разгружает механизм поворота.

В) Момент сопротивления от оси инерции вращающихся масс.

Этот момент определяется по следующей формуле:

где n_кр = кр/60 = 2/60 = 0.0333 с^-1 - секундная частота вращения крана; t_р = 15 с - время разгона ”торможения” механизма поворота при максимальном вылете L_max = 33 м;

Нм²

Нм²

Суммарный момент сопротивлению повороту равен:

М = Т + М_В + М_Д =242.3-45657.72+125500Ч10⁴ = 80084.58 Нм.

Корректируем результат коэффициентом перегрузки равным 3.2:

Расчётный момент сопротивления

4.4 Мощность и частота вращения электродвигателя

Потребную мощность двигателя “двигателей” определяем по формуле:

где - угловая скорость вращения крана;

угловая скорость вращения крана.

V = 10³ - переводной коэффициент в киловатты.

?₀ =0.8 - ориентировочный КПД механизма поворота.

Подбираем электродвигатель кранового типа серии МТН 311-6 фланцевый номинальной мощностью Р_НОМ = 11 кВт, номинальной частотой вращения при ПВ 25% n_НОМ = 950 мин ^-1 с диаметром выходного конца вала с d = 40 мм.

4.5 Подбор фрикционной муфты

В механизмах поворота последних конструкциях используется фрикционная дисковая муфта. Она служит одновременно муфтой предельного момента или муфтой безопасности. Принцип действия её очень прост. Диски нормално прижаты друг к другу вполне определённым усилием. При запуске механизма движение от вала электродвигателя передаётся через поверхности дисков быстроходному валу редуктора. Муфта обеспечивает передачу движения при номинальных моментах. При превышении нагрузки над номинальной происходит проскальзывание дисков, и электродвигатель не перегружается и не выходит из строя. При снижении нагрузки до номинальной, диски муфты прижимаются друг к другу, и передача движения восстанавливается. Дисковую муфту расчитывают по моменту:

Т_РАСЧ = Т_С

где Т_С - врщающий момент на валу двигателя Т_С = 82.1 Нм

в - коэффициент запаса сцепления (для механизмов подъёмно-транспортных машин, включаемым под нагрузкой в = 1.35…1.5)

- угловая скорость вала двигателя.

Размеры дисков назначаем следующими:

1-й диск D₁ =260 мм; D₂ = 160 мм;

2-й диск D₁ =250 мм; D₂ = 150 мм;

; - ширина поверхности контакта дисков.

[P] = 0.8…1.0 Мпа- допускаемое давление на пластины дисков;

f = 0.15 - коэффициент трения между дисками;

, принимаем ш=0.25.

К_Z = 1 - коэффициент, учитывающий влияние числа дисков в муфте на силу включения.

Определяем число пар поверхностей трения по формуле:

Принимаем одну пару поверхностей трения.

4.6 Тормоз механизма поворота

Тормозом в механизме поворота такой конструкции является муфта предельного момента, т.е. дисковая муфта, подобранная а п.4.5. Она постоянно замкнута. Диски прижаты один к другому силой, определяемой по уравнению:

F_a = AЧ[p] = 2896.5 Ч0.8 = 23172.3 = 23.13 кн = 2.3 тс

где А - площадь трения, равна:

А = р/4(250²-160²)=3,14/4Ч410Ч90=28966.5 мм².

4.7 Редуктор механизма поворота

В качестве редуктора механизма поворота принимаем планетарный редуктор типа ЗКН с числом зубъев, равным: Z₁ = 33; Z₂=42 Z₃ =117; Z₄ = 51; Z₅ = 126 с передаточным числом U₁ = -35.6 (знак минус свидетельствуето том, что двигатель и выходная шестерня вращаются в разные стороны).

Модуль для всех зубчатых колёс принимаем m=6 мм.

Открытая ступень будет соответственно иметьпередаточное число, равное:

а) общее передаточное число механизма равно

б) передаточное число редуктора ЗКН

U₁ = -35.6

в) на открытую ступень будет приходиться число, равное

475/35.6 = 13.34.

Модуль открытой ступени принимаем равным m=14 мм; число зубьев выходной шестерни Z₆ =22; число зубьев поворотного круга соответственно равно Z₇ = U₂ЧZ₆ = 13.34Ч22=293.48. Принимаем Z₇ =293 и диаметр поворотного круга “делительный” соответственно равен:

d₇ = Z₇ Ч m = 293Ч12=3516 мм.

Габарит корпуса редуктора получится таким:

Z₅ Ч m = 126.6 = 756 мм; диаметр окружности вершин d_a5 = 768 мм. Приняв зазор между зубьями и внутренними стенками корпуса по 6 мм, получим внутренний диаметр корпуса 768+12=780 мм.

Ширину колёс 1-й и 2-й ступени можно получить из мощности, передаваемой редуктором: она должна быть не меньше 60 мм - для 1-й ступени и 80 мм - для 2-й ступени. Шириа зубчатого венца шестерни открытой ступени - не менее 120 мм.

Рис. 5. Схемы муфт с плоскими поверхностями трения: а - с одной парой трущихся поверхностей; б - с несколькими парами.

Размещено на Allbest.ru