Расчет механизма подъема мостового крана

РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА МОСТОВОГО КРАНА

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

Расчет механизма подъема мостового крана

1. Выбор кинематической схемы механизма подъема

2. Выбор полиспаста, каната, диаметра барабана и блоков

3. Выбор и проверочный расчет крюковой подвески

3.1 Выбор и проверочные расчеты крюка

3.2 Гайка крюка

3.3 Упорный подшипник

3.4 Траверса крюка

3.5 Выбор подшипников блоков

4. Расчет узла барабана

4.1 Определение конструктивных размеров барабана

4.2 Расчет крепления каната к барабану

4.3 Расчет оси барабана

4.4 Расчет оси барабана на статическую прочность

4.5 Выбор подшипников оси барабана

5. Расчет мощности двигателя и выбор редуктора

6. Расчет тормоза

7. Выбор муфты

Список использованной литературы

Приложения

ВВЕДЕНИЕ

Тема курсовой работы «Расчет механизма подъема мостового крана» по дисциплине «Подъемно-транспортные механизмы и машины»

Мостовой кран предназначен для выполнения погрузочно-разгрузочных работ. Он перемещается по рельсовым путям, расположенным на значительной высоте от пола.

Мостовой кран состоит из грузоподъемной тележки, включающей механизм подъема, грузозахватное устройство, механизм передвижение, и из моста 4, представляющего собой две сплошные (или решетчатые) фермы, присоединенные к концевым балкам, в которые вмонтированы приводные и не приводные колеса. Механизм передвижения моста и имеет привод от одного или двух двигателей.

Цель работы - рассчитать механизм подъема крана общего назначения, имеющего:

- грузоподъемность Q = 8,0 тс;

- наибольшую высоту подъема Н = 8 м;

- скорость подъема груза V = 0,46 м/с;

- режим работы - легкий.

1. Выбор кинематической схемы механизма подъема

Кинематическая схема механизма подъема представлена на рис. 1.

Рис.1.Кинематическая схема механизма подъема

Электродвигатель соединен с цилиндрическим редуктором и барабаном при помощи муфт; полумуфта со стороны редуктора выполнена с тормозным шкивом, на котором установлен колодочный тормоз. Редукторы могут выполняться с валами по обе стороны для различной компоновки механизмов подъема. На барабан наматывается канат полиспаста с грузозахватным приспособлением.

В механизме подъема с непосредственной навивкой каната на барабан обычно применяют сдвоенный полиспаст, при использовании которого обеспечивается вертикальное перемещение груза, одинаковая нагрузка на подшипники барабана и на ходовые колеса тележки независимо от высоты подъема груза. Для крана грузоподъемностью 8 тс принимаем сдвоенный полиспаст (а = 2) кратностью u = 2 (приближенно кратность полиспаста можно выбирать по табл. 1).

Таблица 1

Кратность полиспаста U при различных грузоподъемностях

2. Выбор полиспаста, каната, диаметра барабана и блоков

Максимальное напряжение в канате, набегающем на барабан, при подъеме груза определяется по формуле

(2.1)

где Z - количество ветвей, на которых висит груз;

Z=u ·a=2 ·2=4

η_П - КПД полиспаста

(2.2)

где η_δ - КПД блока с учетом жесткости каната, η_δ = 0,975

Канат выбираем по разрывному усилию (приложения 1-4)

S_р ≥ S_МАХ · n_{k ,} (2.3)

n_k - коэффициент запаса прочности каната, зависит от режима работы; n_k = 5.

S_p = 20284,0 ·5 = 101420 H

Таблица 2

Коэффициенты запаса прочности каната n_k для грузовых канатов

Выбираем канат марки ТЛК - 0 6х31(1 + 6 + 15 + 15) + 1о.с., ГОСТ 3079-80. (приложение IV). Диаметр d_k = 13,5 мм.

Расчетная площадь сечения F_k = 68,21 мм^2.

Расчетный вес 6565 Н.

Маркировочное сопротивление σ = 1800 Н /мм² . S_p = 101500 Н.

Диаметр блока (рис.2) и барабана по центру наматываемого каната

D_БЛ ≥e ·d_{k ,} (2.4)

где е - коэффициент, зависящий от режима работы и типа грузоподъемной машины; [1, табл. 12, с.58].

Таблица 3

Наименьшие допускаемые значения коэффициента е

Для легкого режима работы принимаем е = 20

D_БЛ = 20 ·13,5=270 мм

Диаметр блока и барабана по центру канавки

D≥ (е -1) = (20-1) ·13,5 =256 мм

Принимаем D = 400 мм (приложение V).

Рис.2 Блок

Диаметр уравнительного блока

D_y = (0,6 - 0,8) ·D = 0,8 ·400 = 320мм

Блоки изготавливают из чугуна СЧ 15.

3. Выбор и проверочный расчет крюковой подвески

3.1 Выбор и проверочные расчеты крюка

По номинальной грузоподъемности Q = 8 тc и режиму работы выбираем крюк однорогий тип А №15 ГОСТ 6627-74 (приложение VII). Крюк (рис.3) изготовлен из стали 20, имеющей предел прочности σ_B = 420 MПa, предел текучести σ_Т = 250 МПа, предел выносливости σ_-1 =120 МПа. Резьба шейки

М 52, минимальный диаметр d_В = 46,587 мм, t = 5 мм [3, с.218]. Остальные размеры заготовки крюка выписываются из приложения VI.

Рис.3. Крюк однорогий

В сечении I-I крюк рассчитывают на растяжение

(3.1)

МПа ≤[σ]=50…60 МПа

В сечении А-А рассчитывают как кривой брус, нагруженный эксцентрично приложенным усилием

(3.2)

где F - площадь сечения А-А

·h₀

мм, =2…4;b₁ =24 мм, = , мм

е₂ – расстояние от центра тяжести сечения до внутренних волокон

е₂ = мм

k – коэффициент, зависящий от кривизны и формы сечения крюка

k =

r – расстояние от центра приложения нагрузки до центра тяжести сечения

r = мм

= 95мм – диаметр зева крюка

l₁ – расстояние от центра тяжести сечения до нагруженных волокон

е₁ =h₀ -е₂ =90-38,5=51,5мм

k=

σ_II = МПа

Напряжение в сечении А'–А' определяется, когда стропы расположены под углом α= 45⁰ к вершинам,

Q₂ = tgα= tg45^о =40000Н

Наибольшее растяжение внутренних волокон в сечении А'–А'

σ_III = МПа

Касательное напряжение в сеченииА'–А'

τ= МПа

Суммарное напряжение в сеченииА'–А'

σ = = =102,8 МПа

Допускаемое напряжение для стали 20

[σ] МПа

n_Т – запас прочности по пределу текучести; n_Т = 1,5 .

Условие прочности соблюдается, σ < [σ].

3.2 Гайка крюка

Высота гайки, имеющей трапецеидальную резьбу, должна быть не менее:

Н= , (3.3)

где t – шаг резьбы, d₂ – средний и минимальный диаметры, мм;

p – допускаемое напряжение на смятие, сталь по стали p = 30,0…35,0 МПа

(материал гайки сталь 45).

Высота гайки для метрической резьбы:

Н = 1,2d₂ =1,2. 52=62,4 мм

Высота гайки с учетом установки стопорной планки (высотой 4..8 мм) принимается Н = 70 мм.

Наружный диаметр гайки

D_н = 1,8^. d₂ =1,8^. 52=93,6 мм

Принимаем 95 мм.

3.3 Упорный подшипник

Для крюка диаметром шейки d₁ =55 мм выбираем упорный однорядный подшипник легкой серии 8211 (приложение XVI, ГОСТ 6874-75), С₀ =129000Н. Расчетная нагрузка Q_p на подшипник должна быть равна или менее статической грузоподъемности С_0.

Q_p =k. Q

k = 1,2 – коэффициент безопасности [1, с. 471, приложение Х ]

Q_p =1,2. 80000=96000 Н <С₀ = 129000 Н

Оставляем подшипник легкой серии 8211. Выписываем его основные геометрические размеры.

3.4 Траверса крюка

Траверса крюка (рис.4) изготовляется из стали 45, имеющей:

σ_в =610МПа; σ_т =450 МПа, σ_-1 =250 МПа.

Траверсу рассчитывают на изгибе при допущении, что действующие на неё силы сосредоточенные; кроме того, считают, что перерезывающие силы незначительно влияют на изгибающий момент.

После конструктивной проработки или из приложения VIII определяют расчетные размеры, т.е. расстояние между осями крайних блоков b = 200 мм, мм. Расчетная нагрузка на траверсу такая же, как и на упорный подшипник

Q_p =96000 Н.

Рис.4. Траверса крюка

Максимальный изгибающий момент

M_u = Н.мм

Момент сопротивления среднего сечения из условия прочности на изгиб

W= .

Допускаемое напряжение при переменных нагрузках

МПа

[σ]=60,0…100,0 МПа. Принимаем [σ]=90 МПа.

W=

В то же время момент сопротивления среднего сечения траверсы определяется по формуле:

W= .

Диаметр сквозного отверстия для заготовки крюка (см. рис.4)

d₂ = d₁ + мм

где - диаметр заготовки крюка.

B₁ – ширина траверсы, назначается с учетом нагруженного диаметра D₁ посадочного гнезда упорного подшипника (см. геометрические размеры упорного подшипника).

B₁ =D₁ + мм

h – высота траверсы

h= = =82,5 мм.

Изгибающий момент в сечении Б-Б

М_иП = Нмм

Минимальный диаметр цапфы под подшипником из условия прочности на изгиб

d= = 58,5 мм

Принимаем d=60 мм.

3.5 Выбор подшипников блоков

Эквивалентная нагрузка на подшипник

P = (3.4)

где Р₁ , Р₂ ,…, Р_n – эквивалентные нагрузки,

L₁ , L_2, …, L_n – номинальные долговечности (согласно графика загрузки, рис. 5)

Рис.5. График загрузки для легкого режима

Для радиальных подшипников:

P=

где F_r –радиальная нагрузка,

F_а – осевая нагрузка, F_а =0;

X,Y – коэффициенты радиальных и осевых нагрузок, для однорядных шарикоподшипников при

V – коэффициент вращения; при вращении наружного кольца V=1,2;

k - коэффициент безопасности; k =1,2;

k_t - температурный коэффициент k_t =1.

F_{r 1} = Н

F_{r 2} = 0,095. F_{r 1} =0,095^. 20000=1900 Н

F_{r 3} = 0,05^. F_{r 1} =0,05^. 20000=1000 Н

Р₁ =1^. 1,2^. 20000^. 1,2^. 1=28800 Н

Р₂ =1^. 1,2^. 1900^. 1,2^. 1=2736 Н

Р₃ = 1^. 1,2^. 1000^. 1,2^. 1=1440 Н

Долговечность подшипников номинальная и при каждом режиме нагрузки

L= ,

где L_h - ресурс подшипника L_h =1000 (табл. 4).

Таблица 4

Ресурс деталей грузоподъемных машин

n – частота вращения подвижного блока крюковой подвески

n =

L = млн. об.

L₁ = 0,4L=0,4^. 1,32=0,528 млн. об

L₂ = L₃ =0,3L=0,3^. 1,32=0,346 млн. об.

P= =13390 Н

Динамическая грузоподъемность

C=L^{1/ α} Р,

α = 3для шарикоподшипников (3,33 для роликовых).

С= 1,32^1/3. 13390=14690 Н

Для данного диаметра цапфы d=60 мм по динамической грузоподъемности выбираем шариковый подшипник радиальный однорядный легкой серии №212 ГОСТ 8338 d= 60 мм, D=110 мм, В=22 мм, С= 41100 Н.

4. Расчет узла барабана

4.1 Определение конструктивных размеров барабана

Принимаем барабан диаметром D=400 мм.

Расчетный диметр барабана D_б =413,5 мм.

Рис.6 Профиль канавок барабана

Длина каната, наматываемого на одну половину барабана,

L_k =HU=8,0^. 2=16 м

Число витков нарезки на одной половине барабана

z=

Длина нарезки на одной половине барабана

l_н =z.t_н

где t_н – шаг нарезки барабана, мм (приложение IX).

l_н =14^. 16=224 мм

Полная длина барабана

L_б = 2 _Г,

где l₃ – длина участка с каждой стороны барабана, используемая для закрепления каната,

l₃ = 4^. t_Н = 4^. 16=64 мм

l_Г – расстояние между правой и левой нарезкой

l_Г = b-2h_min tgα

_min – расстояние между осью барабана и осью блоков в крайнем верхнем положении (определяется конструктивно).

Α – допустимый угол отклонения набегающей на барабан ветви каната от вертикального положения α = 4_… 6˚

b – расстояние между осями ручьев крайних блоков b = 200 мм

l_Г = 200-2^. 650^. tg4˚ = 109 мм

Принимаем l_Г = 110мм

_б = 2(224+64)+110=686 мм

Барабан отлит из чугуна СЧ15 с σ_В =700 МПа.

Толщина стенки барабана

δ =

где

[σ]_сж = МПа

к – коэффициент запаса прочности для крюковых кранов к =4,25 [1, с. 475, приложение XV].

δ = мм

Толщина стенки должна быть не менее 12 мм и может быть определена для чугунного барабана по формуле

δ = 0,02D+(0,6 _… 1,0)=0,02^. 400+8=16 мм

Крутящий момент, передаваемый барабаном,

М_кр = 2S_max ^. Н^. мм

Изгибающий момент

М _и = S_max ^. l´ = 20284^. 288=4,36·10⁶ Н. мм

l´- расстояние до среднего торцевого диска, l´ = 288мм

Сложное напряжение от изгиба и кручения

σ =

где W – эквивалентный момент сопротивления поперечного сечения барабана

W = 0,1 мм³

φ – коэффициент приведения напряжения; φ = 0,75.

σ = МПа

4.2 Расчет крепления каната к барабану

Принята конструкция крепления каната к барабану прижимной планкой, имеющей трапециевидные канавки. Канат удерживается от перемещения силой трения, возникающей от зажатия его между планкой и барабаном болтами (шпильками). Начиная от планки, предусматривают дополнительные витки (1,5 … 2), способствующие уменьшению усилия в точке закрепления каната.

Натяжение каната перед прижимной планкой

S_Б =

где е = 2,72

f – коэффициент трения между канатом и барабаном f = 0,10 _… 0,16

α – угол обхвата каната барабаном, принимаем α =4π

S_Б = Н

Суммарное усилие растяжения болтов

P =

где f₁ – приведенный коэффициент трения между планкой и барабаном; при угле заклинивания каната 2β =80˚

f₁ =

P = Н

Суммарное напряжение в болте при затяжки креплений с учетом растягивающего и изгибающего усилий

σ_С = <[σ_р ]

где n – коэффициент запаса надежности крепления каната к барабана n ≥ 1,5 принимаем n = 1,8;

z =2 – количество болтов;

мм – плечо прижимной планки;

Р_и – усилие, изгибающие болты,

Р _и = Рf₁ =4510. 0,233=1050 Н

d₁ – внутренний диаметр болта d₁ =18,753 мм (М 22)

[σ_р ] – допускаемое напряжение для болта

[σ_Р ]= МПа

σ_с = МПа <σ _р =117,3МПа

4.3 Расчет оси барабана

Ось барабана изготовлена из стали 45 с пределом прочности σ_В = 610 МПа

Размеры выбираем конструктивно:

а=200 мм l_В = 200 мм

b =110 мм l_С = 1020 мм

l = 1330 мм l_Д = 465 мм

Определяем реакции в опорах

R_A = Н

R_B = 2 S_max – R_A = 2^. 20284-17530=23040 Н

Рис.7. Схема к расчету оси барабана

Усилие, действующее со стороны ступицы на ось,

R_D = Н

R_C = 2.S_max - R_D = 2^. 20284-22070=18500 Н

Строим эпюры изгибающих моментов и перерезывающих сил

М_С = R_А. а = 17530^. 200=3506000 Нмм

М_D = R_{B .} b = 23040^. 110=25344000 Нмм

Диаметр оси барабана

d = 2,2 ,

где [σ] – допускаемое напряжение, для стали 45 [σ] = 55 МПа, [1 с. 478, приложение XVIII ],

d = 2,2 =89 мм

Принимаем d = 100 мм

4.4 Расчет оси барабана на статическую прочность

Состоит в определении коэффициента запаса прочности в опасных сечениях, при этом коэффициенты е´ = 0,9; е» = 0,78; е^k = 0,95; [1, с. 481, приложение XVII]

е = 1,0; е_k =1,0=е_f [1, с. 481, приложение XVII]

Моменты сопротивления сечения изгибу и кручению

W = мм³

W_K = 0,2d³ = 0,2^. 100³ =2^. 10⁸ мм³

Площадь поперечного сечения

F = мм³

Нормальное напряжение от перерезывающего момента

σ = = МПа

Касательное напряжение от перерезывающей силы

τ = 1,33 МПа

Пределы текучести образца для стали 45 σ_Т = 360 МПа, τ= 216 МПа, масштабный фактор ε_Т =0,77 [1, с. 71].

Нормальное напряжение от изгибающего момента и осевой силы

σ_Т = σ_Т ´.ε_Т =360^. 0,77=277,2 МПа

Касательное напряжение от крутящего момента и перерезывающей силы

τ_Т = τ_Т ´^. ε_Т =216^. 0,77 = 166,3 МПа

Запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям

n_Тσ =

п_Тτ =

Запас прочности при совместном действии нормальных и касательных напряжений

п_Т = >K_Т

где К_Т – наименьший допустимый запас прочности по приделу текучести, так как

>1,4, то значение К_Т = 2 [1, с. 478, приложение XIX]

п_Т = >К_Т =2

так как и , то принимаем v =5,5

Поскольку п_Т >v, то вал на усталость не рассчитывается.

Расчет на статическую прочность в сечении II

σ = МПа

Касательные напряжения от перерезывающей силы

τ=1,33 МПа

Запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям

п_Тσ =

п_Тτ =

Запас прочности при совместном действии

п_Т =

Поскольку п_Т >v, то вал на усталость не рассчитывается.

Расчет на статическую прочность в сечении III

М _ис1 = R_a мм

Нормальное напряжение от изгибающего момента

σ = МПа

Касательное напряжение от перерезывающей силы

τ =1,33 МПа

Запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям

п_{Тσ =}

п_{Тτ =}

Запас прочности при совместном действии

п_Т =

Поскольку п_Т >v, вал рассчитывается на усталость

Запас прочности по нормальным напряжениям для симметричного цикла

п_σ =

где σ_-1 = 250 МПа для стали 45 [1, с. 544, приложение XXII]

К^´ _σ = К_σ + К^п _σ -1

где К_σ ^´ и К_τ ^´ - коэффициент концентрации; К_σ ^´ =1; К_τ ^´ =1,3

К_σ ^п ≈ К_τ ^п – коэффициенты состояния поверхности при изгибе и кручении

К_σ ^п ≈ К_τ ^п = 1,08 [1, с. 487, приложение XXX]

К_σ ^´ = 1,7+1,08-1=1,78

β – коэффициент упрочнения, вводится для валов и осей с поверхностным упрочнением, β = 1 ;

ε_σ и ε_τ – масштабные факторы при изгибе и кручении ε_σ = 0,72 ; ε_τ = 0,71 [1],

с. 74, рис. 34;

К_Д – коэффициент долговечности, учитывающий фактический режим нагружения, К_Д = 0,82, [1, с. 74, рис 36].

Z_ц = T_K ^. Т_маш ^.

Для легкого режима Т_К = 25 лет;

Т_маш = 24^. 365^. К_Г . К_С

где К_Г – коэффициент использования в течение года, для легкого режима К_Г =0,25

К_С – коэффициент использования в течение суток, для легкого режима

К_С = 0,33

Т_маш =

Z_ц =

Число оборотов барабана

n = мин ^-1

Принимаем К_Д =0,82 [1,с.74,рис35]

п_σ =

Запас прочности по касательным напряжениям для симметричного цикла

п =

Расчет на статическую прочность в сечении IV

М_ис2 = R_a Н^. мм

Нормальное напряжение от изгибающего момента

σ =

Касательные напряжения от перерезывающей силы

τ = 1,33

Запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям

п_Тσ =

п_Тτ =

Запас прочности при совместном действии напряжений

п_Т =

Поскольку п_Т >v, то вал на усталость не рассчитывается.

4.5 Выбор подшипников оси барабана

Подшипник опоры В вставляем в выточку тихоходного вала редуктора Ц2-500, имеющую следующие размеры: диаметр 150 мм, глубина 66 мм., поскольку ось барабана не вращается относительно вала редуктора, то подшипник В выбираем по статической нагрузке.

Расчетная нагрузка на подшипник

Q_p = K_δ . R_B = 23040^. 1,2=27650Н

По этой нагрузке для диаметра цапфы 85 мм выбираем подшипник, который должен иметь наружный диаметр 150 мм. Таким условиям удовлетворяет роликоподшипник радиальный сферический двухрядный 3517 ГОСТ 5721-75.

Радиальные нагрузки на подшипник при легком режиме

F_{r 1} = R_A =17530H

F_{r 2} =0,095^. F_{r 1} =0,095^. 17530 =1670Н

F_{r 3} = 0,05^. F_{r 1} =0,05^. 17530=880Н

Долговечность подшипника номинальная и при каждом режиме нагрузки

L =

L₁ = 0,4^. L=0,4^. 2,55=1,02 млн.об.

L₂ = L₃ =0,3^. L= 0,3^. 2,55=0,765 млн.об.

Эквивалентная нагрузка на подшипник

Р₁ = (х^. v + F_{r 1} )k₆ . k_t =1^. 1^. 17530^. 1,2^. 1=21040 Н

Р₂ =

Р₃ =

Р =

Динамическая грузоподъемность

С = L^{1/ α} . Р = 2,55^1/3,33. 9780=12950 Н

где α=3,33 – для роликоподшипников.

С целью соблюдения унификации для опоры А подбираем такой же подшипник №3517.

5. Расчет мощности двигателя и выбор редуктора

При подъеме номинального груза мощность двигателя механизма подъема:

P_П = ,

где η_м = 0,85 – КПД [1, с. 478, приложение XXXIII].

Р_П =

Принимаем электродвигатель переменного тока с фазным ротором типа МТF 412-6 мощность Р_П = 40 кВт, частотой вращения п=960 мин^-1 или ω=100,5рад/с ( ) с максимальным моментом М_Пмах = 950 Нм, моментом инерции ротора _р = 0,0688 кг м²

Номинальный момент на валу двигателя

М_Н = 975 кгс^. м = 400 Н^. м

Отношение максимального момента к номинальному

ψ_max =

Передаточное число редуктора

U_pp =

Выбираем редуктор Ц2-500 (межосевое расстояние А =500 мм, передаточное число редуктора U_р =24,9).

Допускаемое величина предельного момента, передаваемого редуктора

М_пред = ψМ_ред = ψ^. 973

где Р_ред – табличное значение мощности редуктора, Р_ред =120 кВт [1, с. 511,

приложение XLV].

Ψ – кратность пускового момента, ψ = 1,25 [1, с.78, т. 14]

М_пред =

Средний момент электродвигателя в период пуска

М_Пср =

Поскольку М_Пср =684 Нм<М_пред = 1520 Нм, то редуктор удовлетворяет условию перегрузки двигателя.

Фактическая частота вращения барабана

n_δ =

Скорость подъема груза

U_ф =

Статический момент на валу электродвигателя

где S_П – усилие в навиваемом на барабан канате при подъеме груза

S_П = 20284 Н;

а – число ветвей, наматываемых на барабан;

η_М = 0,85 – КПД механизма подъема.

Усилие в канате, свиваемом с барабана при опускании груза,

Статический момент на валу двигателя при опускании груза

.

Момент инерции ротора электродвигателя J_р = 0,0688 кгс^. с² =0,688 кг^. м²

Момент инерции зубчатой муфты с тормозным шкивом [1, с. 513, приложение XLVII]. J_М = 0,471 кг^. М²

J_PM = J_P + J_M =0,688+0,471=1,16 кг^. м²

δ – коэффициент, учитывающий момент инерции масс деталей, вращающихся медленнее, чем вал двигателя, принимаем δ = 1,2.

Общее передаточное число

U_M = U_P ^. U = 24,9^. 2 = 49,8

Момент инерции движущихся масс механизма, приведенных к валу двигателя, при подъеме груза

J_ПРП =

J_ПРП =

Время пуска при подъеме и опускании груза

Ускорение при пуске поднимаемого номинального груза

Усилия в канате, статические моменты на валу двигателя, моменты инерции движущихся масс механизма, приведенные к валу двигателя, время пуска при подъеме и опусканиидля Q, 0,25Q, 0,1Q приведены в таблице 5.

Таблица 5

Результаты расчета механизма подъема

Коэффициент, учитывающий ухудшения условий охлаждения при пуске и торможении,

где β₀ – коэффициент, учитывающий ухудшение условий охлаждения во время пауз, для выбранного двигателя, β₀ =0,7 .

Для мостового крана, работающего в сборочном цехе машиностроительного завода, средняя высота подъема груза Н_с = 1,5 [1, с. 85, таблица 17].

Суммарное время за цикл работы:

установившегося движения

Σt_у = 8t_у = 8^. 3,3=26,4 с.

неустановившегося движения

Σt_П = 0,86^. 2+0,226^. 2+0,37 +0,22=2,76 с.

Рабочее время

t_p =Σt_у +Σ t_П = 26,4+2,76=29,16 с.

Время пауз за цикл работы при ПВ = 15%(легкий режим работы)

Σt₀ =

Время цикла

t_ц = t_p +Σ t₀ =29,16+165,24 ≈ 195

Число включений в час

п_В =

Среднеквадратический момент, эквивалентный по нагреву действительному переменному моменту, возникающему от заданной нагрузки электродвигателя механизма подъема в течение цикла

М_Э =

= =

=371,6 Н^. м

Эквивалентная мощность по нагреву

Р_Э =

Условие (Р_Э ≤ Р_П ); 31,27кВт < 40кВт соблюдается, следовательно, выбранный электродвигатель удовлетворяет условию нагрева.

6. Расчет тормоза

Расчетный тормозной момент

М_Т = к_Т . М_ст.Т ,

где к_Т – коэффициент запаса торможения, для режима к_Т =1,5 [1, с. 84].

М_ст.Т – статический момент на валу двигателя при торможении

М_ст.Т =

Выбираем двухколодочный тормоз типа ТКТ-300 с наибольшим тормозным моментом М_Т = 50 кгс^. м (500 Н).

Момент инерции движения масс механизма, приведенный к валу тормоза, при торможении

J_ПР.Т =

Время торможения при подъеме груза

t_Т.П =

Выбираем диаметр шкива D =300 мм [1, с. 85]

Сила трения между колодкой и шкивом

F_тр =

Сила натяжения колодки на шкив

N =

где f – коэффициент трения f = 0,33 [1, с. 86, таблица 19]

N =

Радиальный зазор между шкивом и колодкой принимаем ε_max = 1,5 мм

Работа расторможения при отходе колодок

А =

где η = 0,9 … 0,95 – КДП рычажной системы

А =

Выбираем электродвигатель типа МО – 300Б с рабочим моментом электромагнита М_Э =1000 кгс^. см

Работа растормаживания А = 9600 Н^. мм; плечо штока l₃ = 46 мм;

перемещение штока h_ш = 4,4 мм. Момент отвеса якоря М_я = 9200 Н^. м; угол поворота α = 5,5˚

Усилие, приложенное к штоку, при растормаживании

Р_Ш =

Передаточное число рычажной системы

U_Т =

После конструктивной проработки принимаем длину меньшего плеча l₁ = 200 мм. Длина большого плеча l₂ =l₁ ^. U_T = 200^. 1,96 =392 мм, конструктивно принимаем l₂ =400 мм.

Максимально возможный отход колодки

где U_ТФ – фактическое передаточное число

U_ТФ =

Высота колодки тормоза

Н_К = (0,5 … 0,8)D = (0,5 … 0,8)^. 300=150 …240 мм

Принимаем Н_К = 200 мм, что соответствует углу обхвата шкива β =83˚36’

Ширина колодки при условии, что ее давление на шкив равномерно распределено по поверхности

В_К =

Принимаем В_К = 100 мм.

7. Выбор муфты

Между двигателем и редуктором устанавливается зубчатая муфта с тормозным шкивом D_Т =300 мм [1, с. 513, приложение XLVII], имеющая следующую характеристику: наибольший передаваемый крутящий момент

3200 Н^. м; момент инерции J_М = 0,471 кг^. М² ; J_ПМ = 0,121 кг^. М² .

Крутящий момент, передаваемый муфтой в период пуска двигателя при опускании номинального груза

М_ПО =

где J'_Р.М – суммарный момент ротора электродвигателя и полумуфты

J'_{P .М} =J_р +J_ПМ = 0,688+0,121=0,809 кг^. м²

М_ПО =

Крутящийся момент, при подъеме номинального груза

М_Т.П =

Максимальный крутящий момент при двигателя

М_П.П = М_{П max} – М_П1 = 950-396,3=553,7 Н^. м

Крутящий момент от сил инерции, передаваемых муфтой

где J_М – момент инерции машины;

J_М = J_ПР – J'_РМ = 1.93 -0,809=1,12 кг^. м²

Крутящий момент, передаваемый муфтой в период пуска

М_max = M_П1 + М_и = 396,3 + 321,3 =717,6 Н^. м

Из вычисленных значений моментов выбираем момент М_max = 717,6 Н^. м

Определяем расчетный крутящий момент для муфты

М_расч = к₁ . М_max

где к₁ – коэффициент, учитывающий степень ответственности муфты к₁ =1,3 [1, с. 525, приложение IV]

М_расч = 1,3^. 717,6 = 932,8 Н^. м

Между барабаном и редуктором устанавливается зубчатая муфта.

Крутящий момент, передаваемый муфтой

М_δ =

где η_δ =0,98 – КПД барабана

Расчетный момент для выбора муфты

М_расч =856^. 1,65^. 1,1 =1459 кгс^. м

По таблице [1, с. 525, приложение V] выбираем стандартную зубчатую муфту (ГОСТ 5006-55) №7 с модулем m = 4; число зубьев z = 56; ширина зуба

b = 35 мм; толщина зуба S₁ = 5,83 мм наибольшим моментом, передаваемым муфтой, 19000 Н^. м

кран мостовой крюковой подъем

Список использованной литературы

1. Иванченко Ф.К. Расчет грузоподъемных и транспортирующих мащин.- К.: Вища школа, 1978 г.

2. Справочник техника-конструктора. Самохвалов А.Н., Левицкий М.Я., Григораш С.С. – К.: Техніка, 1978г.

3. Правила будови та безпечної експлуатації вантажопідіймальних кранів.

ДНАОП 0.00-1.03-02 Державний нормативний акт про охорону праці.- Харків, ФОРТ, 2002р.

ПРИЛОЖЕНИЕ 1

Канаты стальные (ГОСТ 7667-80)

Канат двойной свивки типа ЛК-3 конструкции 6Х25 (1 + 6; 6 + 12) + 1 о. с.

ПРИЛОЖЕНИЕ 2

Канаты стальные (ГОСТ 14954-80)

Канат двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6 X 19 (1 + 6 + 6/6) + 1 о. с.

содержание   ..  219  220  221   ..