Расчёты грузоподъёмных и транспортирующих машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Расчёт механизма подъёма

1.1 Выбор кратности полиспаста

В механизмах подъёма с непосредственной навивкой каната на барабан обычно применяют сдоенный полиспаст, при использовании которого обеспечивается вертикальное перемещение груза, одинаковая нагрузка на подшипники барабана и на ходовые колёса тележки независимо от высоты подъёма груза. Для крана грузоподъёмностью 20т принимаем сдвоенный полиспаст (a = 2) кратностью Un=4 (табл.10 [1])

1.2 Выбор конструкции и кинематической схемы механизма подъёма

Кинематическая схема представлена на рис.1. Вращение от двигателя 1 посредством зубчатой муфты с промежуточным валом 2 передаётся на быстроходный вал редуктора 3. На одной из полумуфт установлен тормоз 4. Выходной конец тихоходного вала редуктора выполнен в виде венца зубчатой муфты, последняя входит в зацепление с барабаном 5. В схеме имеются верхние блоки 6, центральный является обводным. Крюковая подвеска 7.

1.3 Выбор типа и размер каната

Максимальное натяжение в канате, набегающем на барабан, при подъёме груза определяем по формуле

Smax = Qн/zЮп = 20/(8 • 0,985) = 2,5 т,

где z- количество ветвей, на котором висит груз.

Z = Un • a = 4•2 = 8

Юп - к.п.д. полиспаста.

При сбегании каната с неподвижного блока к.п.д. полиспаста

где Юб - к.п.д. блока с учётом жесткости каната; для блока на подшипниках качения Юб = 0,96?0,95. Канат выбираем по разрывному усилию, согласно нормам Госнадзорохрантруда Украины:

Sр > Smax • nk = 2,5 • 6 = 15т = 15000кг.

где nk = 6 - коэффициент запаса прочности каната, принимаем по табл.11[1]. Из приложения I выбираем канат стальной типа ЛК - 3 6 x 25 + 1oc (ГОСТ 7665-85) диаметром d = 16мм при расчётном пределе прочности проволок у =200 кг/мм2, разрывным усилием Sр=15530 кг.

1.4 Выбор и расчёт канатоприёмных барабанов и канатоведущих блоков

Диаметр блока и барабана по центру наматываемого каната

D = e • d = 30 • 16 = 480 мм.

Диаметр блока и барабана по дну канавки

D > (e - 1 ) d = ( 30 - 1 )• 16 = 464мм,

Где е - коэффициент, зависящий от режима работы и типа грузо-подъёмной машины табл.12[1]. Для тяжёлого режима е = 30.

Диаметр блока крюковой подвески (по центру наматываемого каната) принимаем D = 500мм.

Диаметр уравнительного блока

Dу = ( 0,6 ? 0,8 ) • D = ( 0,6 ? 0,8 ) • 500 = 300 ? 400 мм.

Принимаем Dу = 350 мм.

Форма и размеры профиля ручья при вертикальном положении блока и при отклонении каната от средней плоскости блока на угол не более 6? приведены в приложении V[1].

Блоки изготавливают из чугуна СЧ 15-32.

1.5 Выбор конструкции и расчёт элементов крюковой подвески (КП)

1.5.1 Выбор крюка

По номинальной грузоподъёмности Qн = 20000 кг выбираем

Крюк однорогий, тип А короткий № 20 ( ГОСТ 6627-78, прил.VI [1]). Крюк изготовлен из стали 20.

1.5.2 Гайка крепления крюка

Высота гайки должна быть не менее



где p =1,2 см - шаг резьбы;

с - допускаемое напряжение на смятие; сталь по стали - с = 300 ? 350 кг/см2 ( материал гайки сталь 45 );

d - номинальный диаметр резьбы, d = 90 мм,

d3- внутренний диаметр резьбы, d3 = 77 мм, резьба трапецеидальная.

Для трапециевидной резьбы высоту гайки назначают

Hг = 0,8 • d = 0,8 • 90 = 72 мм,

Высоту гайки с учётом установки стопорной планки принимаем Н г =90 мм.

Наружный диаметр гайки

D = 1,8 • d = 1,8 • 90 = 162 мм.

1.5.3 Упорный подшипник КП

Для крюка с диаметром шейки d1 = 100 мм ( прил. VI [1]) выбираем упорный однорядный подшипник средней серии 8320 (ГОСТ 6874-75) с коэффициентом рабоспособности С = 240000 диаметром шарика dш =26,64мм, числом шариков z =16. Упорный подшипник проверяем на прочность по статической нагрузке, а не на долговечность. Допускаемаемая статическая нагрузка наподшипник

Рст =р z d2ш = 3,3 • 16 • 26,642 = 37471 кг,

где р - допускаемая удельная нагрузка на шарик,кг/мм2;

р = 3,3 - для упорных подшипников.

Расчетная нагрузка на подшипник должна быть меньше допускаемой

Qр = kбQн = 1,2 • 20000 = 24000 кг,

где kб =1,2 - коеффициент безопасности (прил. Х [1] ).

1.5.4 Траверса крюка

Материалом траверсы обычно служит сталь 45 ( ГОСТ 1050-88).

Коструктивный размер по оси блоков КП необходимо определить по

bminось бл. = n1(lст + с) + hc + 2hщ + с,

где n1 - количество подвижных блоков полиспаста, заключённых между серьгами; n1 = 4.

Lст = 60 мм ( Табл. П.3.3 [2]) - длина ступицы;

с = 5мм - зазор между ступицами;

hc = 20мм ( Табл.5.3 [3]) -толщина серьги;

hщ =4мм (Табл.5.3 [3]) -толщина щитка.

bminось бл. = 4• ( 60 + 5 ) +20 +2•4 +5 = 293мм.

Расчётная нагрузка на траверсу Qр =24000 кг ( такая же, как и на упорный подшипник).

Максимальный изгибающий момент (рис. 2 ПЗ) сечение А-А



Момент сопротивления среднего сечения:

где [у] = 1500 кг/см2 - допускаемое напряжение на изгиб.

Момент сопротивления среднего сечения траверсы, ослаблен ного отверстием,

W = ( b1 - d2 )h2/6

где d2 = d1 + ( 2? 5 ) = 100 + 5 = 105мм;

b1 - ширина траверсы; назначается с учётом наружного диаметра

D упорного подшипника:

b1 = D + ( 10 ? 20 ) = 170 + 20 = 190мм.

Высота траверсы:

Принимаем h = 100 мм.

Изгибающий момент в сечении Б - Б

Ми. Б-Б = Qр• hс. /4 = 24000•2,0 / 4 = 12000 кг • см.

Минимальный диаметр цапфы под серьгу

1.5.5 Ось блоков нормальной КП

Расчётная схема оси представлена на рис. 3 ПЗ. В силу сим-метрии на серьгу действует сила равная Qр/2 = 24000/2 =12000кг. Реакция от каждого блока равна Qр / 4 = 24000 / 4 = 6000 кг. Изгибающий момент под I и IV равен:

Ми.I ; IV = Qр / 2 • ( hс/2 + с + lст/2) =

=24000/2 • ( 2,0/2 + 0,5 + 6/2) = 54000 кг • см.

Изгибающий момент под блоками II и III равен:

М и. II ; III = Qр/2 • ( hс/2 + с + lст +с + lст /2) =

24000/2 • ( 2,0/2 + 0,5 + 6 +0,5 + 6/2 ) = 132000 кг • см.

Минимальный диаметр оси блоков КП:

Материал оси сталь 45 ГОСТ 1080-88, с пределом прочности на изгиб [у] = 1500 кг/см2, принимаем dось бл = 100 мм.

1.5.6 Серьга КП

Расчётная схема серьги представлена на рис.4. Характер нагруз- ки таков, что опасным сечением является сечение (А -А или Б -Б )

Ослабленное максимальным отверстием оси блоков. Данное отверстие проверяется на растяжение как кривой брус.

где b-ширина серьги, мм; b ? (1,8 ? 2,0 ) • dось бл.=2,0•10,0 = 20,0см,

QКП = 514 кг - масса к.п. (Табл. П.1.1 [2])

Принимаем b = 250 мм, тогда:

Напряжение во внутреннем растянутом волокне кривого бруса определяется по методу Бернгарда :

где Rо = 87,5 мм - радиус кривизны оси центра тяжести сечения;

k - коэффициент приведения напряжений растянотого внутреннего волокна сечения:



где h =( b - dось бл )/ 2 = ( 250 - 100 ) / 2 = 75 мм - высота сечения проушины серьги.

Сечения В - В или Д - Д соответственно проверяют по формуле Ламэ:

где с - среднее давление цапфы траверсы или оси блоков на нагруженную поверхность отверстия серьги, [с] =1020 кг/см2;

R - радиус наружной поверхности проушины серьги см.рис.3, R = 125мм;

Материал серьги обычно сталь 20 по ГОСТ 1050-88 с [ур] = 1520 кг/см2.

1.5.7 Выбор подшипников качения блоков

Подшипники качения выбираем по коэффициенту работо-способности С, вычисленному с учетом эквивалентной нагрузки на подшипники и коэффициента безопасности (прил.Х) [1]:



где Q1,Q2,Q3,Q4 - нагрузка на подшипник при различном весе поднимаемого груза, кг;

бi = ti / T - коэфффициент, характеризующий отношение времени работы с нагрузкой Qi к общему машинному времени;

вi = ni / n - коэффициент, характеризующий отношение числа оборотов блока с нагрузкой Qi к числу оборотов блока, с которым подшипник работает наибольшее время; в нашем случае блок имеет одно и то же число оборотов при различном весе поднимаемого груза, поэтому в1 = в2 = в3 = • • • = вi = 1.

С учётом графика загрузки механизма подъёма ( рис. 17,в) притяжёлом режиме работы эквивалентная нагрузка на один подшипник

здесь:

Q1 = kбQн / 8 = 1,2 • 20000 / 8 = 3000 кг;

Q2 = 0,75 Q1 = 0,75 • 3000 = 2250 кг;

Q3 = 0,195 Q1 = 0,195 • 3000 = 585 кг;

Q4 = 0,05 Q1 = 0,05 • 3000 = 150 кг.

При заданном сроке службы h = 5000 ч (прил. XII [1] ) коэффициент работоспособности подшипника

С = Qэ ( n h )0,3kкkбkt = 2153 ( 25,5 • 5000 )0,3 1,35•1,0•1,0 = 98836

где kк = 1,35 - коэффициент, вводимый при вращении наружного кольца подшипника;

kб = 1,0 - коэффициент характера нагрузки;

kt = 1,0 - температурный коэффициент;

n - число оборотов блока при установившемся режиме,

n = Vк / р D = 40 / 3,14 • 0,5 = 25,5 об / мин,

Vк - скорость каната, навиваемого на барабан,

Vк = Uп• Vгр = 4 • 10 = 40 м / мин;

D = 0,5 м - диаметр блока.

Для данного диаметра оси блоков по расчетному коэффициенту работоспособности выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный лёгкой серии 220(ГОСТ8338-88), внутрений диаметр d = 100 мм, наружный диаметр D = 180 мм, ширина В=34мм, коэффициент работоспособности С = 136000 [3].

1.6 Конструирование узла канатоприёмного барабана

1.6.1 Расчёт стенки обечайки

Принимаем барабан диаметром D = 450 мм по дну канавки.

Расчётный диаметр барабана Dб = 466 мм ( по центру наматываемого каната). Длина каната, наматываемого на одну половину барабана,

Lк = H•uп = 16 • 4 = 64 м.

Число витков нарезки на одной половине барабана

z = Lк / р Dб + (1,5 ? 2 ) = 64 /( 3,14 • 0,466 )+ 2 = 45,7,

где 1,5 ? 2 - число запасных витков.

Длина нарезки на одной половине барабана

Lн = z tн = 45,7 • 19 = 868 мм.

где tн = 19 мм - шаг нарезки барабана (прил. XIV), для каната

dк = 16 мм;

Полная длина барабана

Lб = 2(Lн + Lз) + Lг= 2(868 + 4 • 19) + 120 = 2008 мм,

где Lз = 4tн - длина участка скаждой стороны барабана, используемая для закрепления каната;

Lг - расстояние между правой и левой нарезками:

Lг = b - 2 hmin tg б = 203 - 2 • 650 • tg 4° = 112 мм,

Hmin = 650 мм - расстояние между осью барабана и осью блоков в крайнем верхнем положении;

б = 4 ? 6° - допостимый угол отклонения набегающей на барабан ветви каната от вертикального положения;

b = 203 мм - расстояние между осями ручьёв крайних блоков.

Принимаем Lг =120 мм.

Барабан отлит из чугуна СЧ15-32 с пределом прочности на сжатие ув =7000 кг / см2.

Толщина стенки барабана определяется из расчёта на сжатие

д = Smax / tн [усж ] = 2500 / 1,9 • 1650 = 0,8 см,

[усж] = ув/k = 7000 / 4,25 = 1650 кг / см2;

k = 4,25 - коэффициент запаса прочности для крюковых кранов (прил. XV [1]).

Из условий технологии изготовления литых барабанов толщина стенки их должна быть не менее 12 мм и может быть определена по формуле:

д = 0,02D + (0,6 ? 1,0) = 0,02 • 45 + 0,8 = 1,7 см.

Кроме сжатия стенка барабана испытывает деформацию изгиба и кручения рис.4 ПЗ, принимаем д = 20 мм.

Крутящий момент, передаваемый барабаном,

Мкр = 2SmaxDб / 2 = 2 • 2500 • 46,6 / 2 = 116500 кг • см.

Изгибающий момент определяется для случая, когда крюковая подвеска находится в самом верхнем положении (расстояние между навиваемыми канатами Lг = 120 мм). Условно будем считать что расстояние от точки приложения усилия Smax до середины ступицы равно:

Lн + Lз - 45 = 868 + 4 • 19 - 45 ? 900 мм.

Тогда

Ми = Smax • 90 = 2500 • 90 = 225000 кг • см.

Сложное напряжение от изгиба и кручения:

где W - экваториальный момент сопротивления поперечного сечения барабана при кручении,

ц = 0,75 - коэффициент приведения напряжения.

1.6.2 Расчёт узла крепления конца каната на барабане

Принятая конструкция крепления каната к барабану прижимной планкой, имеющей трапецеидальные канавки рис.5 ПЗ. Канат удерживается от перемещения силой трения, возникающей от зажатия его между планкой и барабаном двумя болтами (шпильками). Начиная от планки (точка Б), предусматривают дополнительные витки (1,5 ? 2), спосбствующее уменьшению усилия в точке закрепления каната.

Натяжения каната перед прижимной планкой

Sкр = Smax / еf б = 2500 / 2,720,15•4•3,14 = 381 кг,

где е = 2,72 - основание натурального логарифма;

f = (0,1?0,16) -коэффициент трения между канатом и барабаном;

б = 4р - угол обхвата канатом барабана.

Усилие растяжения в каждом болте

где f1- приведенный коэффициент трения между планкой и барабаном; при угле заклинивания каната 2в = 80°

б1 - угол обхвата барабана канатом при переходе от одной канавки планки к другой.

Суммарное напряжение в болте при затяжке крепления с учётом растягивающих и изгибающих усил

где - n = 1,8 - коэффициент запаса прочности крепления канатак барабану, n 1,5;

z = 2 - число болтов;

Pи - усилие, изгибающее болты, кг,

Pи = 2f1N = 20,233279,3 = 130 кг,

d1 = 18,753 мм - внутренний диаметр болтаМ22,изготовленного из стали Ст3, т = 2200 кг / см2.

Допускаемое напряжение для болта

р = 0,8т/ 1,5 = 0,82200 / 1.5 = 1173 кг/см2,

плечё изгиба болта крепления

Lб = dк + H - t = 16 + 18 - 8 = 26 мм,

Н = 18мм - высота прижимной планки;

t = 8 мм -глубина канавки в прижиной планке.

1.6.3 Расчёт оси барабана

Ось барабана изготовляем из стали 45 (ГОСТ1050-88) с пределом прочности в = 6100 кг / см2.

Пользуясь методическими указаниями определяем общую длину оси и расстояние от действующих усилий до реакций рис.4ПЗ.

При номинальном грузе на крюке, находящемся в нижнем положении, равнодействующая от усилий в ветвях каната находится на расстоянии Lб = 1160 мм от правой опры В. Lб=Lн +Lз- 45+60+ b = 868+ 4•19-45+60+120 ? 1160 мм, где b = 120-150 мм- методические указания.

Реакции в опорах:



Усилие, действующее со стороны ступицы на ось,

Строим эпюры моментов и перерезывающих сил:

MC = RA• 12 = 2621 • 12 = 31452 кг • см;

МD = RB • 25 = 2379 • 25 = 59475 кг • см.

При известном изгибающем моменте диаметр оси приближённо вычисляется по формуле

где [у] -допускаемое напряжение изгиба для материала оси.

Для стали 45 при III режиме нагрузки, изменяющейся при вращении вала от + М до - М ( симметричный цикл ) [у] = 550 кг / см2 (прил. XVIII[1]). Принимаем d = 110 мм.

1.6.4 Выбор подшипников оси барабана

Эквивалентная нагрузка на правую опору оси А для заданного графика загрузки механизма подъёма



здесь:

Q1 = kбRA = 1,2 • 2621 = 3145 кг;

Q2 = 0,75 Q1 = 0,75 • 3145 = 2359 кг;

Q3 = 0,195 Q1 = 0,195 •3145 = 613 кг;

Q4 = 0,05 Q1 = 0,05 •3145 = 157 кг.

При заданном сроке службы h = 5000 ч (прил. XII [1] ) коэффици-ент работоспособности подшипника

С = Qэ ( n h )0,3kкkбkt = 2257 ( 25,5 • 5000 )0,3 1,35•1,0•1,0 = 103637

n - число оборотов блока при установившемся режиме,

n = Vк / р D = 40 / 3,14 • 0,5 = 25,5 об / мин.

Для данного диаметра цапфы 90 мм по расчетному коэффици-енту работоспособности выбираем шарикоподшипник радиальный сферический лёгкой серии № 1318 (ГОСТ5720-88), внутрений диаметр d = 90 мм, наружный диаметр D = 190 мм, ширина В=43мм коэффициент работоспособности С = 148000 [3].

Подшипник для опоры В рассчитываем по статической нагруз-ке. Расчетная нагрузка на подшипник

Qр = kбRВ = 1,2 • 2379 = 2855 кг < 6000 кг

должна быть меньше допускаемой для принятого подшипника.

1.7 Расчёт привода механизма подъма крана

1.7.1 Выбор двигателя механизма подъёма

Мощность двигателя механизма подъма при установившемся режиме вычисляется при подъёме номинального груза

где зм = 0.85 - к.п.д. , ( прил. XXXIII).

Так как мощности крановых электродвигателей при ПВ = 49% не приводится, то пересчитаем мощность установившегося режима на ближайшее значение при ПВ = 60%

Предварительно, до проверки мощности двигателя по нагреву, принимиаем ближайший по каталогу двигатель меньшей мощности. По табл. выбираем электродвигатель переменного тока с фазовым ротором типа МТВ -611 - 10 мощностью N = 28 квт, числом оборотов n = 586 об / мин ( щ = рn / 30 = 60,8 с-1), максимальным моментом Мп. Max = 230 кг • м, моментом инерции ротора Jр = 0,432 кг • м • с2 . Номинальный момент на валу двигателя Мн = 975 N / n = 975 • 28 /586 = 46,6 кг •м. Отношение максимального момента к номинальному



1.7.2 Выбор передачи

Передаточное число редуктора

Uр = n /nб = 586 / 27,3 = 21,46

nб = Vк /рDб = 40 / 3,14 • 0,466 = 27,3 об /мин.

Редуктор выбираем исходя из расчётной мощности (38,5 квт.), числа оборотов вала двигателя, передаточного числа и режима работы.

По катологу ( прил. XXXVIII [1] ) выбираем редуктор типа Ц2 - 500 - 24,9 4М (суммарное межосевое расстояние А= 500мм передаточное число 24,9, схема сборки 4, вал тихоходный с концом под зубчатую муфту).

Допустимая величина предельного момента, передаваемого редуктором

Мпред. = шМр = ш •975 •Nр/ n = 2•975 •42,43 / 586 = 141,2 кг •м,

где Nр = 42,43 квт - табличное значение мощности при тяжёлом режиме, полученное интерполированием, и n = 586 об /мин;

Мр- табличное значение момента выбранного редуктора;

Ш- кратность пускового момента, принимаемая в зависи-мости от режима работы( табл.14 [1])

Определяем число оборотов барабана:

nб = n / Uр = 586 / 24,9 = 23,53 об /мин.

Действительная скорость подъёма груза

1.7.3 Проверка электродвигателя

При подъёме номинального груза определяем статический момент на валу двигателя

Усилие в канате, свиваемого с барабана, при отсутствии груза Qн:

Статический момент на валу двигателя при опускании номинального груза

Время пуска привода при подъёме и опускании груза

где Jпр - момент инерции движущихся масс, приведённый к валу двигателя, при подъёме или опускании груза;

щ - угловая скорость двигателя;

Мст - статический момент на валу двигателя при подъёме или опускании груза; Мст = Мп или Мст = Моп;

Мп. ср - средний момент электродвигателя в период пуска:

Для выбранного двигателя кратность максимального пускового момента

шmin = 1,1 ?1,4 - кратность минммального пускового момента.

Так как Мп. Ср= 139,8 < Mпред = 141,2, то редуктор удовлетворяет условиям перегрузки в период пуска. Знак минус соответствует пуску при подъёме груза, знак плюс - при опускании.

Момент инерции движущихся масс механизма, приведённый к валу двигателя, при подъме груза:

где Jм = 0.0472 кг • м • с2 - момент инерции зубчатой муфты с тормозным шкивом ( прил. XLIV [1] ), выбранной предварительно по Mпред;

д - коэффициент, учитывающий моменты иперции масс деталей, вращающихся медленнее, чем вал двигателя, принимаем д = 1,05?1,25; в нашем случае д = 1,2;

m = 2039 кг •с2/ м - масса номинального поднимаемого груза;

Uм = Uр Un = 24,9 • 4 = 99,6- общее передаточное число механизма;

зм - к.п.д. механизма (рис.34 [1] );

Rб = 0,233 м - радиус барабана по центру наматываемого каната.

При родъёме номинального груза

Jпр. п = 1,2 •(0,432+0,0472)+(2039•0.232)/(99,62•0,85)= 0.587 кг • м • с2

Время пуска при подъёме и опускании груза Qн соответвтвенно равно:

Ускорение при пуске поднимаемого номинального груза:

a = Vгр / tп = 0,143 / 0,42 = 0,34 м / с2.

Такое ускорение удовлетворяет рекомендациям для кранов общего назначения ( табл. 16 [1]).

Среднеквадратичный момент, эквивалентный по нагреву действительному переменному моменту, возникающему от заданной нагрузки электродвигателя механизма подъёма в течение цикла:

где ? tу - общее время установившегося движения, с;

? tп - суммарное время пуска в течение одного цикла, с;

to - время пауз, с.

Уточняем время установившегося движения

tу = 0,5 H / Vгр = 0,5 • 16 / 0,143 = 55,9 с.

Исходя из технологических соображенийдвигатель в течение цикла работает для подъёма грузов Q, 0,75Q, Q, 0,195Q, а затем для подъёма грузов Q, 0,75Q, Q, 0,05Q.

Проверку на нагрев производим для первого случая (рис.17, г)[1]

? tп = 0,42•2+0,2 •2+0,297+0,209+0,230+0,217 = 2,193 с;

? tу = 8 • tу = 8 • 55,9 = 447,4 с;

где время пуска при подъёме груза Q; tп = 0,42 с;

время пуска при подъёме груза 0,75Q; tп = 0,297 с;

время пуска при подъёме груза 0,195Q; tп = 0,230 с;

время пуска при опускании груза Q; tоп = 0,2 с;

время пуска при опускании груза 0,75Q; tоп = 0,209 с;

время пуска при опускании груза 0195Q; tоп = 0,217 с;

to = ?t1 + ?t2 = 60 • 4 + 207 • 4 = 1068 с;

рабочее время tр = ? tп + ? tу = 2,24 + 458,4 = 460,64 с;

время цикла tц = ? tп + ? tу + to = 2,24 + 458,4 + 1068 = 1528,64 с.

Эквивалентный момент при

ПВ% = 100% • tр / tц = 100% • 460,64 / 1528,64 = 30,13 %,

статический момент при подъёме груза Q; Mст = 55кг • м;

статический момент при подъёме груза 0,75Q; Mст = 36,9 кг • м;

статический момент при подъёме груза 0,195Q; Mст = 17,4 кг • м;

статический момент при опускании груза Q; Mст = 38 кг • м;

статический момент при опускании груза 0,75Q;Mст =30.3 кг • м;

статический момент при опускании груза 0,195Q;Mст =6,31 кг • м;

Эквивалентная мощность по нагреву при ПВ = 49%:

Nэ = Мэn / 975 = 38,67 • 586 / 975 =23,24 квт.

Эквивалентная мощность двигателя с ПВ = 60 %

Следовательно, выбранный двигатель удовлетворяет условию нагрева.

1.7.4 Выбор тормоза

Тормоз устанавливаем на валу двигателя. Расчётный тормозной момент

МТ.РАСЧ = kT МCT. T = 2 • 39,77 = 79,54 кг • м

где kT = 2 - коэффициент запаса торможения, по нормам

Госнадзорохрантруда Украины для тяжёлого режима;

МCT. T - статический момент на валу двигателя при торможении

По таблице (Прил.XLVI [1]) выбираем тормоз типа ТКГ - 300

Параметры тормаза: МТ = 70 кг • м; Dт.ш. = 300 мм; В = 140 мм;

Тормоз регулируется на расчетный тормозной момент.

1.7.5 Выбор муфт

Между двигателем и редуктором устанавливаем зубчатую муфту с тормозным шкивом Dт.ш. = 300 мм (прил. XLIV [1] ), имеющею следующую характеристику: наибольший передаваемый момент 320 кг • м, момент инерции Jм = 0,0472 кг • м • с2.

Крутящий момент, передаваемый муфтой в период пуска двига-теля при опускании номинального груза.

Мп.о. = Jр.м. щ / tоп = 0,444 • 60,8 / 0,2 = 135 кг • м,

где Jр.м - суммарный момент ротора электродвигателя и полу-муфты, насаженной на вал электродвигателя,

Jр.м = Jр + Jп.м = 0,432 + 0,0121 = 0,444 кг • м • с2.

Момент инерции полумуфты насаженной на вал электродвигателя,

Jп.м = 0,0121 кг • м • с2 .

Крутящий момент, передаваемый муфтой в период торможения двигателя при подъёме номинальгого груза,

Мт.п. = Jр.м. щ / tт.п. = 0,444 • 60,8 /0,290 = 93,08 кг • м.

Время торможения при подъёме груза

где Jпр.т - момент инерции движущихся масс, механизма, приведенный к валу тормоза при торможении;

Jпр. п = д(Jр + Jм) + mQн Rб2 зм / Uм2 кг•м•с2

Jпр. п = 1,2 •(0,432+0,0472)+(2038,7 •0.233 2• 0,85) /99,62= 0,58 кг•м•с2

Максимальный крутящий момент при пуске двигателя

Мп.п. = Мп. max - Mп = 230 -55= 175 кг • м.

Крутящий момент от сил инерции, передаваемый муфтой,

Ми = Мп.п. Jмаш. / Jпр = 175• 0.136 / 0.58 = 41,03 кг • м,

где Jмаш. - момент инерции машины ( за исключением момента инерции ротора и полумуфты, насаженной на вал двигателя):

Jмаш. = Jпр - Jр.м = 0.58 - 0,444 = 0.136 кг • м • с2.

Максимальный крутящий момент, передаваемый муфтой в период пуска

М max = Mп + Ми = 55+ 41,03 = 96,03кг • м,

Расчётный момент для выбора муфты( из вычисленных значений принимаем наибольшее):

Мрасч = М max • k1 • k2 = 96,03• 1,3 • 1,2 = 149,76 кг • м,

где k1 и k2 - коэффициент , учитывающий степень ответствен-ности и условия работы муфты(прил. L [1]).

Выбранная муфта удовлетворяет условию передачи максималь-ного крутящего момента.

2. Механизм передвижения крана

2.1 Выбор кинематической схемы механизма передвижения

В современных конструкциях мостовых кранов преимущественное распространение получили механизмы с раздельным приводом, ибо они отвечают оптимизации конструирование машин - максимальным приближением привода к рабочему органу, позволят автоматически выравнивать скорости движения концевых балок моста.

Кинематическая схема механизма передвижения представлена на рис.7 ПЗ. Электродвигатель 1, соединенный муфтой 2 с редуктором 3, передаёт движение на ведущие колёса 4. Вал приводного колеса соединён с тихоходным валом редуктора промежуточным валом 5 и зубчатыми муфтами 6. На полумуфте быстроходного вала редуктора установлен тормоз 7.

2.2 Расчёт сопротивления передвижению крана

По графику рис.45 [1] общий вес крана ( грузоподъёмностью 20 т пролётом 22,5 м, при ПВ = 49 %) приближённо составит Gк = 38 т.

Диаметр ходовых колёс Dк = 630 мм.

Колёса стальные двухребордные с цилиндрическим ободом, ширина поверхности катания b = 135 мм (ГОСТ 3569-74). Рельс типа КР 120 со скруглённой головкой. Диаметр цапфы вала d = 135 мм. (Табл. П.8.3; П.9.1 [2] ). Колёса установлены на роликовых подшипниках, f = 0,015. Коэффициент kр = 1,5 (табл. 28 [1]). Коэффициент трения качения м = 0,08 см ( табл. 27 [1]).

Сопротивление передвижению крана с номинальным грузом:



2.3 Выбор электродвигателя и редуктора

Для предварительного выбора двигателя определяем сопротив-ление передвижению загруженного крана:

где a = 0,2 м /с2 - среднее ускорение крана при пуске (табл. 29 [1]).

Мощность электродвигателя определяем с учётом динамических нагрузок

где шср = 1,7 - кратность пусковых моментов, работающих в пусковых режимах, для асинхронных с фазовым ротором.

Мощность одного двигателя раздельного привода составит

Nст. 1 = 0,65 Nст = 0,65 • 26,85 = 17,45 квт.

По каталогу ( прил. XXXIV [1]) выбираем электродвигатель фазовым ротором типа МТВ 412-8 мощностью 14 ктв (при ПВ 60%), n = 730 об /мин (щ = 76,4 с-1), Мп. мax = 84 кг • м,

Мн = 38,2 кг • м, Мп. мax / Мн =2,2 , Jр = 0.0763 кг • м • с2.

Наиболее неблогоприятный случай разгона незагруженного крана будет тогда, когда тележка находится в крайнем положении моста со стороны кабины ( опора В ). При таком положении тележ-ки менее загруженными являются ходовые колёса левой опоры А рис. 8.ПЗ.

При пуске приводов не должно происходить пробуксовки приводных колёс опоры А по рельсам.

Нагрузки на ходовые колёса опор А и В

где

Gм = 28700 кг - вес моста;

Gт = 9300 кг - вес тележки;

Gк = 2000 кг - вес кабины с электрооборудованием.

Окончательно выбираем двигатель по пусковому моменту при-

вода механизма передвижения опоры А

Число оборотов колеса

nк = vкр / р Dк = 120 / (3,14•0,63) = 60.6 об / мин.

Передаточное число редуктора

Uр = n / nк = 730 / 60,6 = 12,03

Расчётная мощность редуктора

Nр = kр! Nст = 1.6 • 8.4= 13,43квт,

где

По каталогу ( прил. XXXIX [1]) выбираем редукторы типа Ц2 - 300 - 12.41 - 1Ц и Ц2 - 300 - 12,41 - 5Ц.

Фактическое число оборотов колеса

nк = n / Uр = 730 / 12,41 = 58,82 об / мин.

Фактическая скорость передвижения крана с номинальным гру-зом

vкр = nк р Dк /60 = 58,82•3,14•0,63/ 60 = 1,939 м / с.

Время пуска привода опоры А

tп. х = vкр / aп. max = 1,939 / 0,738 = 2,62 с.

Для обеспечения запаса сцепления kcц = 1,2 при пуске незагружен-ного крана ускорение его должно быть не более



где nпр - число приводных колёс;

nк - общее число колёс моста;

ц = 0,2 - коэффициент сцепления ведущего колеса с рельсом, для закрытых помещений.

Приведённый к валу двигателя момент инерции масс, приходя-щихся на опору А, при не загруженном кране

где Jр - момент инерции ротора двигателя;

Jм = 0,0472 кг • м • с2- момент инерции муфты (прил.XLIV [1]).

Статический момент сопротивления передвижению, приведённый к валу двигателя, определяем для привода опоры А при незагруженном кране

Следовательно,



Исходя из пускового момента мощность двигателя равна

Средний пусковой момент двигателя МТВ 412-8;

Мп. ср = шср Мн = 1,55 • 38,2= 59,21 кг • м.

Фактическое время пуска привода опоры А

Фактический запас сцепления ведущих колёс с рельсами

Фактическое ускорение привода незагруженной опоры А



Так как опора В наиболее загружена, то время разгона привода опоры В будет больше времени разгона пртвода опоры А.

Расчёты показывают, что при разной нагрузке ходовых колёс опор А и В двигатели нагружаются не одинаково и разгоряются с различными ускорениями, что приводит к созданию дополнительных сил трения колёс о рельсы.

2.4 Проверка двигателя на нагрев по эквивалентной нагрузке

Среднее время пуска привода опоры В

время пуска опры В при Q, tп = 8,37 с;

время пуска опры В при 0,75Q, tп = 5,85 с;

время пуска опры В при 0,195Q, tп = 4,36 с;

время пуска опры В при 0,05Q, tп = 3,82 с.

Среднее время рабочей операции при передвижении моста:

Для тяжёлого режима работы эквивалентная мощность:

Nэ.60% = К Nэ = 0,75 • 11,7 = 8,76 квт,

она удовлетворяет условию нагрева,

где К - коэффициент, принимаемый в зависимости от режима ра-боты (табл. 30 [1]).

2.5 Расчёт тормозного момента и выбор тормоза

Для обеспечения запаса сцепления kсц = 1,2 колёс рельсами механизма передвижения опрвы А при незагруженном кране и при нахождении тележки в крайнем положении около опоры В максимальное ускорение при торможении должно быть не более

Время торможения привода опоры А из условия максимального допустимого ускорения:

Допустимая величина тормозного пути (табл.31 [1]);



Минимально допустимое время торможения долхно быть

tT = 2 Sт / vк = 2 • 2,5 / 1,939 = 2,58 с.

Статический момент, приведённый к валу двигателя при тормо-жении привода опоры А при незагруженном кране

Тормозной момент на валу двигателя

Принимаем колодчатый тормоз с гидротолкателем типа ТКГ-250 с наибольшим тормознвм моментом 40 кг • м, диаметр тормозного шкива 250 мм, ширина колодки 105 мм, тип гидротолкателя ТГ- 25 с тяговым усилием 25 кг. Тормоз регулируем на расчётный тормозной момент (прил. XLVI [1] ).

2.6 Расчёт ходовых колёс

В качестве материала двухребордных с цилиндрическим ободом колёс принимаем сталь 65Г с твёрдостью поверхности катания НВ 300-350 (ГОСТ1050-88). Принимаем рельс КР 120 r1 = 50 cм.

Расчётная нагрузка на ходовое колесо

где kн = 1,1- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине рельса;

kд = 1,1 - коэффициент динамичности зависит от скорости движения крана.

Контактные напряжения, возникающие в зоне контакта колеса с рельсом,

где kф = 1,08 - коэффитциент учитывающий влияние тангенци-альной нагрузки на работу ведущего и ведомого колёс (стр.111[1]).

kr = 0,105, при r2 / r1 = 0,315 / 0,5 = 0,63 по табл. 33 [1].

Приведённое число оборотов колеса:

где n1 - число оборотов колеса под нагрузкой Рк

При сроке службы крана 5 лет, машинное время :

h1= 0,2 • 3541 = 708,2 ч - число часов работы крана с номинальной нагрузкой.

Нагрузки на колёса (рис.17.в) [1] при работе с другими грузами:

Допускаемые контактные напряжения для ходовых колёс



Для стальных колёс

ук = 0,26НВ = 0,26 • 350 = 91 кг /мм2.

2.7 Выбор муфт

Между двигателем и редуктором устанавливаем зубчатую муфту с тормозным шкивом D т.ш. = 250 мм (прил. XLIV [1] ), имеющею следующую характеристику: наибольший передаваемый момент 200 кг • м, момент инерции Jм = 0,0272 кг • м • с2.

Jр.пм - суммарный момент ротора электродвигателя и полу-муфты, насаженной на вал электродвигателя,

Jр.пм = Jр + Jп.м = (0,0763 +0,0069 ) = 0,0832 кг • м • с2.

Момент инерции полумуфты насаженной на вал электродвигателя,

Jп.м = 0,0069 кг • м • с2 .

Статический момент сопротивления передвижению, приведённый к валу двигателя, определяем для привода опоры В при загруженном кране

Сопротивление передвижению крана с номинальным грузом:

Максимальный крутящий момент при пуске двигателя

Мп.п. = Мп. max - Mст. п = 84 - 16,68 = 67,32 кг • м.

Крутящий момент от сил инерции, передаваемый муфтой,

Ми = Мп.п. Jмаш. / Jпр = 67,32 • 3,4 / 3,48 = 65,8 кг • м,

где Jмаш. - момент инерции машины (за исключением момента инерции ротора и полумуфты, насаженной на вал двигателя):

Приведённый к валу двигателя момент инерции масс, приходя-щихся на опору В, при загруженном кране

Jпр = д(Jр + Jм) + РВ max Rк2 / g Uр2 зм = 1,2•(0,0763 +0,0272) + (43500• 0,3152) / 9,81•12,412• 0,85 = 3,48 кг • м • с2,

где Jр - момент инерции ротора двигателя;

Jм = 0,0272 кг • м • с2- момент инерции муфты (прил.XLIV [1]).

Jмаш. = Jпр - Jр.пм = 3,48 -0,0832 = 3,4 кг • м • с2.

Максимальный крутящий момент, передаваемый муфтой в период пуска

М max = Mп. п + Ми = 67,32 + 65,8 = 133,12 кг • м,

Расчётный момент для выбора муфты( из вычисленных значений принимаем наибольшее):

Мрасч = М max • k1 • k2 = 133,12 • 1,3 • 1,2 = 207,7 кг • м,

где k1 и k2 - коэффициент , учитывающий степень ответствен-ности и условия работы муфты(прил. L [1]).

Выбранная муфта не удовлетворяет условию передачи максима-льного крутящего момента, применяем муфту с тормозным шкивом D т.ш. = 300 мм, наибольший передаваемый момент 320 кг • м, момент инерции Jм = 0,0472 кг • м • с2; Принимаем колодчатый тормоз с гидротолкателем типа ТКГ-300 с наибольшим тормозным моментом 80 кг • м, диаметр тормозного шкива 300 мм, ширина колодки 135 мм, тип гидротолкателя ТГ-50 с тяговым усилием 50 кг. Тормоз регулируем на расчётный тормозной момент (прил. XLVI [1] ).

3. Расчёт металлоконструкций моста крана со сплошными балками

полиспаст подвеска кран балка

Мост рассчитываемого крана со сплошными балками состоит из двух главных балок прямоугольной формы, сваренных из стального листа (рис. 8. ПЗ). Главные балки 1 прикреплены к концевым 2, в которые вмонтированы ходовые колёса 3 моста. Кроме того к мосту крепятся вспомогательные поперечные 4 и продольные 5 балки, на которых размещается механизм передвижения крана 6. Мост оборудуется перилами 7 и настилом 8. В торцах концевых балок устанавливаются буфера 9.Исходные данные: длина моста L = 33 м. Конструкция сварная. Материал моста Ст 3 кп. (ГОСТ 380-94).

3.1 Выбор размеров сечений главной балки

Высоту главной балки прямоугольной формы с замкнутым контуром для средней части моста выбираем по соотношению:

H = ( 1/16 ? 1/20 ) L = ( 1/16 ? 1/20 ) 22500 = 1406 ? 1125 мм.

Принимаем Н = 1400 мм. Ширина верхнего и нижнего поясов:

B = (0.5 ? 0,33 ) H = (0.5 ? 0,33 ) 1100 = 550 ? 360 мм.

Кроме того ширина должна удовлетворять условию:

B ? L / 50 = 22500 / 50 = 450 мм.

Принимаем В = 600 мм.

Принимаем толщину вертикальных стенок - 10 мм, а верхний и нижний пояса - 12 мм.

3.1.1 Основное сечение

Моменты инерции сечения относительно оси Х-Х поясов

J1x = 2[(60•1,23) / 12 + 60•1,2(68,8 + 0,6)2 ] = 693573 см4,

Стенок

Общий момент инерции сечения:

Jx = J1x + J2x= 693573 +217107 = 910680 см4.

3.2 Прогиб главной балки от веса тележки с номинальным грузом на крюку по середине моста крана

где [f ] = L / 700 = 2250 / 700 = 3,214 см - допустимый прогиб по нормам Госнадзорохрантруда Украины.

4. Приборы безопасности, блокировочные устройства и защитные средства

По нормам Госнадзорохрантруда Украины на грузоподъёмных кранах с электрическим приводом предусмотрена установка концевых выключателей для автоматической остановки.

Для автоматической остановки механизмов применяют выключатели рычажного и шпиндельного типа. Рычажные выключатели обеспечивают чаще всего одностороннее ограничение. Они срабатывают при наезде линейки или специального упора движущегося механизма на рычаг неподвижного выключателя. Шпиндельные выключатели применяют для случаев как одностороннего так и двустороннего ограничения. Привод их осуществляется от вращающихся валов механизмов.

Концевой выключатель механизма передвижения устанавливают таким образом, чтобы в момент выключения тока расстояние должно быть не менее половины пути торможения.

При небольших выбегах механизма применяют КУ-701, который снабжен механизмом самовозврата рычага.

Положение выключателя по высоте определяется размером h, который приводится в характеристике выключателей.

В тех случаях, когда механизм имеет большой тормозной путь и, следовательно, отключающая линейка получается больших размеров, применяют выключатель типа КУ-502, рычаг которого имеет фиксатор положения и выполнен двуплечм.

Выключатели КУ-704 применяют при двухступенчатом ограничении.

Концевой выключатель механизма подъёма устанавливают так, чтобы после остановки грузозахватного устройства при подъёме без груза зазор между грузозахватным устройством и упором составлял не менее 200 мм, для этой цели применяют КУ-703.

По нормам Госнадзорохрантруда Украины на грузоподъёмных кранах с электрическим приводом, движущихся по рельсовому пути, и их тележки для смягчения возможного удара об упоры или друг о друга предусмотрена установка буферных устройств. С этой целью применяют упоры, устанавливаемые на концах пути теле-жек и мостов, а сами тележки и мосты снабжают буферами, кото-рые крепят на мостах к концевым балкам или балансирам, а на тележках - к раме с двух сторон или на мосту. Взависимости от массы тележки, крана и груза и скорости движения тележки или моста крана применяют деревянные, резиновые, пружинные или гидравлические буферы. Широкое применение получили пружинные буферы различных конструкций. Это обусловлено их относительно ростой кострукцией.

Гидравлические буферы работают практически без отдачи. Они компактны, обладают большой энергоёмкостью. Их применение однако ограничено из-за сложности кострукции и необходимости тщательного обслуживания при эксплуатации.

Литература

[1]- Ф. К. Иванченко, В.С. Бондарёв, Н.П. Колесник Расчёты грузоподъёмных и транспортирующих машин. Киев - 1975

[2]- Курсовое проектирование грузоподъёмных машин. Под редакцией проф. С.А.Казака Москва - 1989

Размещено на Allbest.ru