Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 61
1.Розрахунок Баштового крану 1.1. Розрахунок механізму підйому
1.1.1. Кінематична схема механізму підйому : 1.1.2. Вибір каната, діаметру барабана і блоків Вантажний канат вибирається по розривному зусиллю, яке визначається по формулі: де F0
– розривне зусилля каната, що приймається по сертифікату, Н; Smax
– зусилля натягнення гілки каната, Н; n – коефіцієнт запасу міцності каната; n=5.5 [3. табл.. 11]. Максимальне зусилля натягнення гілки каната визначається по формулі: де Q – вага вантажу, що підіймається, вага вантажних канатів і захватного органу; Q=10000Н; z – кількість гілок, на яких підвішений вантаж; z=2 hп
– ККД поліспасту; ККД поліспасту визначається по формулі: де hб
= 0,98 для блоків на підшипниках кочення; З додатку 2 по розривному зусиллю F0
– підбирається сталевий канат подвійного звивання, типа ЛК-Р, конструкції 6´19 (1+6+6/6)+1 о.с. (ГОСТ 2688-80), діаметром dk
=22,5 мм, з розрахунковою межею міцності проволок s=180 МПа, площею перетину всіх проволок Fk
=188 мм2
і розривним зусиллям F0
=28100 Н [11]. Діаметр блоку і барабана по центру намотуваного каната: де –е коефіцієнт, залежний від РР і типу вантажопідйомної машини; е=25 [3. табл.. 12]. Діаметр блоку і барабана по дну канавки: Приймаємо діаметр блока крюкової підвіски Діаметр зрівнювального блоку: Блоки виготовляють з чавуну СЧ15-32, СЧ18-36, стали 35Л, 45Л. 1.1.3. Розрахунок вузла барабана Приймаємо барабан діаметром Dб
=400 мм по дну канавки. Розрахунковий діаметр барабана по центру намотуваного каната Dо=405 мм. Довжина каната, намотуваного на одну половину барабана: де Н – висота підйому; Н=20000 мм = 20м; u – кратність поліспасту; u=2 Число робочих витків нарізки на одній половині барабана: де Lк
– довжина каната, намотуваного на одну половину барабана; Dб
– діаметр барабана; Довжина нарізки на одній половині барабана: tн
– крок нарізки гвинтової лінії на барабані; tн
=26 Загальна довжина барабана визначається по формулі: Барабан з чавуну СЧ15-32 з межею міцності на стиснення sВ
=686 МПа. Товщину стінки барабана визначають з розрахунку на стиснення по формулі: де Smax
– максимальне зусилля натягнення гілки каната; tн
– крок нарізки гвинтової лінії на барабані; де к – коефіцієнт запасу міцності при розрахунку барабанів на міцність; k=4,25 [3. додаток 15] З умови технології виготовлення литих барабанів товщина стінки їх не повинна бути менше 12 мм і визначається по формулі: де Dб
– діаметр барабана Приймаємо товщину стінки барабана 14 мм. Момент якій крутить, і що передається барабаном: де Smax
– максимальне зусилля натягнення гілки каната; Dб
– діаметр барабана; 2.1.4. Розрахунок кріплення каната до барабана Натягнення каната перед притискною планкою визначається по формулі: де Smax
– максимальне зусилля натягнення гілки каната; e – основа натурального логарифму; f – коефіцієнт тертя між канатом і барабаном; f=0,1¸0,16; a - кут обхвату канатом барабана; a=4p Сумарне зусилля натягнення болтів визначається по формулі: де f1
– приведений коефіцієнт тертя між планкою і барабаном, при куті заклинювання каната 2b=80°; a1
– кут обхвату барабана канатом при переході від однієї канавки планки до іншої; a1
=2p Сумарна напруга в болті при затягуванні кріплення з урахуванням розтягуючих і згинаючих зусиль: де n – коефіцієнт запасу надійності кріплення каната до барабана; n³1,5, приймаємо n=1,8; z – кількість болтів; z=2; Pu
– зусилля, що згинає болти; d1
– внутрішній діаметр болти М22, виготовленого зі сталі Ст3; d1
=18,753 мм [3.стр.68] Напруга, що допускається, для болта: 2.1.5. Розрахунок вісі барабана Вісь барабана виготовляють зі сталі 45 (ГОСТ 1050-74) з межею міцності sв
=600 МПа. Реакції в опорах: Зусилля, діючі з боку маточин на вісь: Будуємо епюри згинаючих моментів: По відомому згинаючому моменту приблизно визначаємо діаметр вісі: де [s] – допустима напруга вигину для матеріалу вісі, для сталі 45 при 3-у режимі навантаженні [s]=60 МПа [3. додаток 18]. Приймаємо діаметр осі d=120 мм. 1.1.6. Потужність електродвигунів і вибір редуктора де Q – номінальна вага вантажу, що підіймається, маса вантажних канатів та захватного органу, Q = 10000Н; V – швидкість підйому, V=0,6м/с hм
– загальне ККД механізму, hм
=0,85 [3. табл. ХХХIII.] Заздалегідь по каталогу вибираємо електродвигун типа MTH 211-6, потужністю N=7 кВт, частотою обертання 920об/хв. Номінальний момент на валу двигуна: Відношення максимального моменту до номінального: Відношення мінімального моменту до номінального: Частота обертання барабана: де Uп
– кратність поліспасту; Uп
=2; V – швидкість підйому; V=0,5м/с; D – діаметр барабана; D=0,6 м dк
– діаметр каната; dк
=0,0225 м Передавальне число редуктора: По каталогу вибираємо редуктор типа Ц2-500 з сумарною міжосьовою відстанню 500 мм, передавальним числом Uр
=20, значенням потужності при легкому РР N=123 кВт, оборотами n=750 об/хв, з моментом що передається редуктором МТ
=5000 Нм, вал тихохідний під зубчату муфту [2. V.табл. 1.47.]. Середній момент двигуна в період пуску: Оскільки Мп
ср
=3088 Н м < МТ
=5000 Н м, то редуктор задовольняє умовам перевантаження двигуна. Фактична швидкість підйому вантажу: Статичний момент на валу двигуна при підйомі номінального вантажу: де Sп1
– зусилля в навиваємому на барабан канаті при підйомі вантажу; Sп1
=16460 Н; а – число гілок, навиваємих на барабан; а=2; hм
– ККД механізму підйому, що приймається залежно від вантажу, що піднімається, по експериментальному графіку; hм
=0,85 [1. табл. II.1.7.] Зусилля в канаті, звиваємому з барабана, при опусканні вантажу: Статичний момент на валу двигуна при опусканні номінального вантажу: Момент інерції рухомих мас механізму, приведених до валу двигуна, при підйомі вантажу: де Jр.м
.
– момент інерції ротора двигуна; Jр.м.
=1,172 кг м[5]; d - коефіцієнт, що враховує моменти інерції мас деталей, що обертаються повільніше, ніж вал двигуна; d=1,2 ; m – вага вантажу, що піднімається; m=87500 Н; Uм
– загальне передавальне число механізму: Uм
=Uр
´U=20´2=40; hм
– ККД механізму підйому; hм
=0,85 [1. табл. II.1.7.]; Rб
– радіус барабана по центру намотуваного каната; Rб
=0,31125 м Час пуску при підйомі номінального вантажу: w - кутова швидкість двигуна; Час пуску при опусканні номінального вантажу: Прискорення при пуску номінального вантажу, що піднімається: Середньоквадратичний момент: де Stп
– сумарний час пуску протягом одного циклу; Stп
=41 с Stу
– загальний час сталого руху; Stу
=147 с; b - коефіцієнт, що враховує погіршення умов охолоджування під час пауз; b=0,85 Еквівалентна потужність по нагріву: Отже, вибраний двигун задовольняє умові нагріву (Nэ
£ Nн
). 2.1.8. Розрахунок гальма Гальмо встановлюється на швидкохідному валу редуктора. Розрахунковий гальмовий момент: де kт
– коефіцієнт запасу гальмування; kт
=1,75 для легкого РР [3. табл.. 18]; Мст.т
– статичний момент на валу двигуна при гальмуванні: По каталогу вибираємо гальмо двохколодочні ТКГ-500м з найбільшим гальмовим моментом 2500 Н м, відрегульований на розрахунковий момент [2. табл. V.2.23.]. 2.1.9. Вибір сполучних муфт Виходячи з діаметру гальмового шківа між двигуном і редуктором встановлюємо втулково-пальцеву муфту МУВП з гальмівним шківом Dт
=400 мм, з найбільшим моментом, що передається, 8000 Н м [2. табл.. V.2.41.]. Сполучна муфта перевіряється по номінальному моменту: де k1
– коефіцієнт, що враховує ступінь відповідальності муфти; k1
=1,3 для механізму підйому [2. табл. V.2.36.]; k2
– коефіцієнт, що враховує умови роботи; k2
=1,2 [2. табл. V.2.37.] Між барабаном і редуктором встановлюємо зубчату муфту. Що крутить момент, що передається муфтою: де Smax
– максимальне натягнення гілки каната; hб
– ККД барабана; З каталогу вибираємо стандартну зубчату муфту №10 з модулем m=6мм, числом зубів z=56, шириною зуба b=40 мм, найбільшим моментом, що передається муфтою 50000 Н м [2. табл. V.2.39]. 2.2. Розрахунок механізму пересування візка 2.2.1 Кінематична схема механізму пересування візка: 2.2.2. Розрахунок опіру пересування візка: Q – номінальна маса вантажу, що піднімається, з урахуванням ваги захватного органу; Q=35000 кг; Gт
– маса візка крана; Gт
=53520 кг; Dк
– діаметр ходового колеса візка; Dк
=0,63 м, колесо двохреборне, з циліндровим профілем, ширина робочої доріжки 0,125 м [2. табл. V.2.43.]; d – діаметр цапфи: d = (0,25 ¸ 0,30)Dк
= (0,25 ¸ 0,30) 0,63 = 0,1 ¸ 0,11 = 0,102 м; Приймаємо d=0,102 м; f – коефіцієнт тертя в підшипниках коліс; f = 0,015; підшипник сферичний дворядний; m - коефіцієнт тертя кочення колеса по плоскій рейці; m = 0,06; колесо із сталі [2. VI.3.2.]; kр
– коефіцієнт, що враховує опір від тертя реборд коліс об рейки; kр
= 1,5 [2. VI.3.3.]; Wук
– опір пересуванню від ухилу; a - розрахунковий кут підкранового шляху; a = 0,002 для шляхів, що укладаються на металевих балках; Wв
– опір пересуванню від дій вітрового навантаження; rв
– питоме вітрове навантаження; qo
– швидкісний натиск вітру на висоті 10 м; V – швидкість вітру, V = 15 м/с; nв
– коефіцієнт, що враховує зростання швидкісного натиску залежно від висоти установки крана над поверхнею землі (води); nв
= 1,32; с – аеродинамічний коефіцієнт; с = 1,2 для коробчатих конструкцій; b - коефіцієнт динамічності, що враховує пульсуючий характер вітрового навантаження; b = 1 F – навітряна площа конструкції візка і вантажу; F = 65 м2; Опір пересуванню візка складає 34900 Н. 2.2.3. Потужність двигуна і вибір редуктора Розрахунок приведеного опору пересування візка: де Wст
– статичний опір пересуванню візка; Gт
– маса кранового візка; Q – Номінальна маса вантажу, що підіймається; а – середнє прискорення візка при пуске, а=0,25 м/с2
; hм
– загальне ККД механізму, hм
= 0,9; [1. табл. II.1.7.] yср
– середня кратність пускового моменту, yср
= 2,0; Потужність електродвигуна складає: Потужність двигунів механізму пересування візка складає 59,4 кВт, отже, один двигун має потужність N=14,85 кВт. Заздалегідь по каталогу вибираємо електродвигун типа 4А160М6ОМ2, потужністю N=15 кВт, частотою обертання n=975 об/хв., w=102,5, моментом інерції ротора Jр=0,073 кг м. [5] Частота обертання колеса візка: Розрахункове передавальне число редуктора: По каталогу приймаємо редуктор типа ВКН-630 з передавальним числом U=100, виконання по схемі 2. [2. табл. V.1.51.] Фактична частота обертання колеса: Фактична швидкість пересування візка з номінальним вантажем: Мінімальний час пуску двигуна ненавантаженого візка: де ап.мах
– максимально допустиме прискорення ненавантаженого візка; де j - коефіцієнт зчеплення ведучого колеса з рейкою; j=0,12 для кранів, що працюють на відкритому повітрі [3. c. 110]; Статистичний момент опору пересуванню ненавантаженого візка, приведений до валу двигуна: Момент інерції рухомих мас візка, приведений до валу двигуна: де Jр.м
– момент інерції ротора двигуна; Визначимо середній пусковий момент двигуна для розгону ненавантаженого візка з умови відсутності пробуксовування привідних коліс і наявності необхідного запасу зчеплення: Розрахункова потужність: Для приводу механізму пересування візка остаточно вибираємо електродвигун 4А 160М6 ОМ2, з номінальнім моментом Мн
= 147 Нм. Середній пусковий момент: Фактичний час пуску двигуна навантаженого візка: Фактичне прискорення при розгоні ненавантаженого візка: 2.2.4 Розрахунок гальмівного моменту і вибір гальма: При гальмуванні візка без вантажу допустиме максимальне прискорення, при якому забезпечується запас зчеплення коліс з рейками 1,2, визначається по формулі: Час гальмування візка без вантажу виходячи з максимального допустимого прискорення: Величина гальмівного шляху, що допускається: Мінімальний допустимий час гальмування: Гальмівний момент розраховується по наступній формулі: Приймаємо колодочні гальма з гідротовкачем типа ТТ з найбільшим гальмовим моментом 100 Н м, діаметром гальмового шківа 160 мм, шириною колодки 75 мм, тип гідротовкача ТЕГ-16 з тяговим зусиллям 160 Н. Гальма регулюється на необхідний гальмовий момент [2. табл. V.2.23.]. 2.3. Розрахунок механізму пересування крана 2.3.1. Кінематична схема механізму пересування перевантажувача: 2.3.2. Розрахунок опору пересуванню крана: Q – номінальна маса вантажу, що піднімається, з урахуванням ваги захватного органу; Q=35000 кг; Gк
– маса крана з візком; Gк
=430000 кг; Dк
– діаметр ходового колеса крана; Dк
=0,8 м, колесо двохреборне, з циліндровим профілем, ширина робочої доріжки 0,17 м [2. табл. V.2.43.]; d – діаметр цапфи: d = (0,2 ¸ 0,25)Dк
= (0,2 ¸ 0,25) 0,8 = 0,16 ¸ 0,2 = 0,18 м; Приймаємо d=0,18 м; f – коефіцієнт тертя в підшипниках коліс; f = 0,015; підшипник сферичний дворядний; m - коефіцієнт тертя кочення колеса по плоскій рейці; m = 0,06; колесо із сталі [2. VI.3.2.]; kр
– коефіцієнт, що враховує опір від тертя реборд коліс об рейки; kр
= 1,5 [2. VI.3.3.]; Wук
– опір пересуванню від ухилу: a - розрахунковий кут підкранового шляху; a = 0,002 для шляхів, що укладаються на металевих балках зі залізобетонним фундаментом; Wв
– опір пересуванню від дій вітрового навантаження; rв
– питоме вітрове навантаження; qo
– швидкісний натиск вітру на висоті 10 м; V – швидкість вітру; V = 15 м/с для регіону міста Іллічівськ; nв
– коефіцієнт, що враховує зростання швидкісного натиску залежно від висоти установки крана над поверхнею землі (води); nв
= 1,32; с – аеродинамічний коефіцієнт; с = 1,2 для коробчатих конструкцій; b - коефіцієнт динамічності, що враховує пульсуючий характер вітрового навантаження; b = 1; F – навітряна площа конструкції крана і вантажу; F = 270 м2
; Опір пересуванню крана складає 1067 кН. 2.3.3. Потужність двигуна і вибір редуктора Розрахунок приведеного опору пересування крана: де Wст
– статичний опір пересуванню візка; Gт
– маса крана, Gт
=430000 кг; Q – Номінальна маса вантажу, що підіймається; а – середнє прискорення крану при пуске, а=0,1 м/с2
; hм
– загальне ККД механізму, hм
= 0,9; [1. табл. II.1.7.] yср
– середня кратність пускового моменту, yср
= 2,0; Потужність електродвигуна складає: Потужність двигунів механізму пересування крана складає 163,3 кВт, отже, один двигун має потужність N=20,4 кВт. Заздалегідь по каталогу вибираємо електродвигун типа 4А200L8OM2, потужністю N=22 кВт, частотою обертання n=730 об/хв, w=76,41; моментом інерції ротора Jр=0,18 кг м, з номінальним моментом Мн
=288 Н м [5]. Частота обертання колеса крана: Розрахункове передавальне число редуктора: Розрахункова потужність редуктора: По каталогу приймаємо редуктор типа ВКН - 630 з передавальним числом U=125, виконання по схемі 2 [2. табл. V.1.51.]. Фактична частота обертання колеса: Фактична швидкість пересування крана з номінальним вантажем: Мінімальний час пуску двигуна ненавантаженого крана: де ап.мах
– максимально допустиме прискорення ненавантаженого крана; де j - коефіцієнт зчеплення ведучого колеса з рейкою; j=0,12 для кранів, що працюють на відкритому повітрі [3. c. 110]; Статистичний момент опору пересуванню ненавантаженого крана, приведений до валу двигуна: Момент інерції рухомих мас крана, приведений до валу двигуна: де Jр.м
– момент інерції ротора двигуна; Визначимо середній пусковий момент двигуна для розгону ненавантаженого крана з умови відсутності пробуксування привідних коліс і наявності необхідного запасу зчеплення: Розрахункова потужність: Для приводу механізму пересування візка остаточно вибираємо електродвигун 4А 200L8 ОМ2. Середній пусковий момент: Фактичний час пуску двигуна навантаженого крана: Фактичне прискорення при розгоні ненавантаженого крана: 2.3.4. Розрахунок гальмового моменту і вибір гальма При гальмуванні крана без вантажу допустиме максимальне прискорення, при якому забезпечується запас зчеплення коліс з рейками 1,2, визначається по формулі: Час гальмування крана без вантажу виходячи з максимального допустимого прискорення: Величина гальмового шляху, що допускається: Мінімальний допустимий час гальмування: Гальмовий момент розраховується по наступній формулі: Приймаємо колодочні гальма з гідротовкачем типу ТТ з найбільшим гальмовим моментом 200 Н м, діаметром гальмового шківа 200 мм, шириною колодки 95 мм, тип гідротовкача ТЕГ-25 з тяговим зусиллям 250 Н. Гальма регулюється на необхідний гальмовий момент [2. табл. V.2.23.].
|