Тележка мостового крана грузоподъемностью 5 т.

Тележка крановая.dwg

Крюковая подвеска.dwg

Содержание.docx

Расчет механизма подъема груза .3
3Расчет элементов крюковой подвески .7
4Выбор электродвигателя редуктора и тормоза .19
5Проверка двигателя по времени разгона .22
6Проверка двигателя на нагрев 23
7Путь торможения при подъеме крюковой подвески без груза .24
Расчет механизма передвижения тележки ..25
1Выбор и расчет ходовых колес .25
2Сопротивления движению .27
3Выбор электродвигателя и редуктора ..28
4Проверка двигателя по времени разгона ..30
5Проверка двигателя на нагрев 31
6Проверка тележки на буксование при разгоне без груза 32
7 Выбор тормоза .33
8 Время и путь торможения тележки с номинальным грузом ..34
Расчет тормоза ТКГ 200 для механизма подъема груза ..35
4Проверка толкателя .38
5Проверка колодок по давлению .38

Титулка.docx

Министерство Образования Науки Молодежи и Спорта Украины
Национальная металлургическая академия Украины
ТЕЛЕЖКА МОСТОВОГО КРАНА
Пояснительная записка
к курсовому проекту по
подъемно-транспортным машинам
Руководитель: xxxxxxxxxxxxxxxxxxx

Пояснительная записка.docx

1. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОДЪЁМА ГРУЗА
1.1. Схема полиспаста и крюковой подвески
Для механизма принят сдвоенный полиспаст с четырьмя несущими ветвями каната и крюковой подвеской типа Н2 нормальной конструкции (рис.1.1)
Рис.1.1 Крюковая подвеска типа Н2
1.2. Кратность полиспаста
где = 098 - к.п.д. канатного блока на подшипниках качения при нормальной густой смазке и работе в условиях нормальных температур (1. приложение 2.).
1.4. Грузоподъемная сила механизма
где m - грузоподъемность тележки т;
g-981 мс2 - ускорение силы тяжести.
Принято Q = 49100 Н.
1.5.Ориентировочный вес крюковой подвески
Принято GП = 1500 Н.
1.6.Наибольшее натяжение ветви каната
1.7.Минимальный диаметр каната
где C = 0100 коэффициент выбора каната для группы классификации механизма М5 (1. приложение 3).
Такому диаметру наилучшим образом удовлетворяет канат диаметром 115 мм с разрывным усилием 66860 Н (1.приложения 67) из маркировочной группы 1600 МПа
1.8. Минимальное разрывное усилие
где - коэффициент использования каната для группы классификации механизма М5 (1 приложение 3)
Ближайшим большим к подсчитанному будет усилие 66860 Н которым обладает канет диаметром 115 мм из маркировочной группы 1600 МПа (1 приложения 67)
1.9.Канат механизма подъема груза
Для механизма принят канат типа ЛК-РО ГОСТ 7668-80 имеющий следующую характеристику (1 приложение 7)
- диаметр каната мм ;
-временное сопротивление разрыву проволоки МПа ..;
-разрывное усилие Н F = 66860;
-ориентировочная масса 1000м смазанного каната кг.. ;
Условное обозначение выбранного каната грузового назначения из светлой проволоки марки I правой крестовой свивки нераскручивающегося:
Канат 115-Г-1-Н-1600 ГОСТ 7668-80.
2.1.Расчетный диаметр барабана по дну канавки
где h1 = 18 - коэффициент выбора диаметра барабана для группы классификации механизма М5 (1 приложение 3).
2. 2. Размеры барабана
Из условий унификации (1 приложение 4) для тележки грузоподъемностью 5 т принято:
-диаметр барабана мм = 260;
- длина барабана мм = I050.
2.3.Профиль и размеры канавок для каната
По машиностроительной нормали МН 5365-64 (1 приложение 8) приняты канавки со следующими размерами (рис. 1.2):
Рис.1.2 Профиль канавок на барабане
2.4. Количество витков канавок на барабане
где H - высота подъема груза м;
- число дополнительных канавок на барабане; из них две канавки заняты под креплением каната и две - под разгрузочными витками;
С - количество закрепленных концов каната на барабане; для барабана сдвоенного полиспаста С = 2.
2.5.Длина нарезанное чести барабана (рис. 1.3)
Рис. 1.3 Размещение нарезок на барабане
2.6. Длина гладкой части барабана между нарезками
Из условия набегания каната на барабан под углом не более 7° ориентировочно принимаем для крюковой подвески типа Н2 (I приложение 5):
2.7. Расстояние между концами крайних канавок
2.8. Минимальное расстояние между концами канавок и кромками барабана
2.9. Проверка возможности размещения нарезок на барабане
Нарезки размещаются так как расчетная длина получилась меньше чем принятая
2.10. Толщина стенки барабана
для сварного барабана мм
2.11. Напряжения сжатия в стенке барабана
где -допускаемое напряжение сжатия; для барабана сваренного из
листовой стали марки Ст 3
S – наибольшее натяжение ветви каната (1.1.6)
Здесь - 240 МПа - предел текучести стали марки Ст3;
n= 15 - запас прочности для стальных барабанов.
2.12. Расчет барабана на совместное действие изгиба и кручения (рис.1.4)
2.12.1. Крутящий момент
Tб=S(Dб+ dк) = 12910 (260+115) =3505*106 Нмм
2.12.2. Наибольший изгибающий момент
Mб = 05*S(Lб- lГ) = 0512910(1050 - 40)=652*106 Нмм
2.12.3. Эквивалентный момент
где 075 - коэффициент приведения напряжений.
2.12.4. Момент сопротивления кольцевого сечения барабана
где DВ - внутренний диаметр барабана
2.12.5. Напряжение от изгиба и кручения
где - допускаемое напряжение на изгиб
Здесь n = 2 - запас прочности при сложном сопротивлении стального барабана
2.13. Расчет крепления концов каната на барабане
.2.13.1. Усилие натяжения каната перед прижимной накладкой
где e - 272 - основание натуральных логарифмов;
f = 01 - коэффициент трения между канатом и барабаном;
- 14 - угол обхвата барабана разгрузочными витками каната рад.
2.13.2. Усилив прижатия каната накладками
F=K *085*SHC= 125*085*3700035 = 11232 H
где К = 125 - коэффициент запаса;
5 - коэффициент учитывавший уменьшение натяжения каната вследствие обхвата барабана крепежными витками;
С = 035 - коэффициент сопротивления выскальзыванию каната из-под
накладки с полукруглыми канавками.
2.13.3. Суммарное усилие крепежных болтов (рис. 1.5)
N =2F = 2*11232 = 22464 Н.
2.13.4. Допускаемое усилие растяжения одного болта
По нормали (1. приложение 9) для каната диаметром 115 мм выбрана накладка с шагом канавок р = 135 мм и болтом М12 с внутренним диаметром резьбы d1 = 1011 мм.
Тогда допускаемое усилие одного болта из стали марки Ст 3 составит:
где [бр] - допускаемое напряжение растяжения
здесь [бr] = 250 МПа - предел текучести стали марки Ст 3
Рис.1.5.Усилия в креплении n = 25 - запас прочности.
конца каната на барабане
2.13.5. Необходимое количество накладок на одном конце каната.
z = NNo = 224648024 = 2.8
3 Расчет крюковой подвески
Методика расчета крюковых подвесок нормальной конструкции рассматривается на примере двухблочной подвески (Н2) для крюкового крана грузоподъемностью m =5т группы классификации механизмов М5; скорость подъема груза передаточное число сдвоенного полиспаста диаметр каната
3.1. Расчетные нагрузки
3.1.1 Номинальная подъемная сила
3.1.2 Максимальная рабочая нагрузка
3.1.3 Эквивалентная нагрузка
где – коэффициент долговечности
где коэффициент учитывающий переменность нагрузки во времени. Для группы классификации механизма М5
– коэффициент срока службы детали (2. таблица 3.3). Принято
– коэффициент тренировки для крюковых подвесок
По ГОСТ 6627-74 для подвески принимается однорогий кованый крюк №13 типа А исполнения 1 (без прилива)
Условное обозначение крюка
Крюк №13 А – 1 ГОСТ 6627-74
Основные и расчетные размеры крюка (2. приложение 4 рис 1.6)
Материал крюка .сталь марки 20
Параметры сечений А-А и Б-Б
Действительное сечение трансформируется в расчетное представляющее собой трапецию с основаниями b и
Расстояние от центра тяжести до крайнего внутреннего волокна
Расстояние от центра тяжести до крайнего внешнего волокна
Радиус кривизны оси проходящей через центр тяжести сечения
Коэффициент формы сечения
3.3.2 Наибольшее нормальное напряжение в точке 1 сечения А-А
где –максимальная рабочая нагрузка
– 210 МПа – допускаемое напряжение для сечения А-А
3.3.3 Нормальное напряжение в точке 2 сечения А-А
3.3.4 Нормальное напряжение в точке 3 сечения Б-Б
3.3.5 Напряжения среза в сечении Б-Б
3.3.6 Эквивалентное напряжение в точке 3
где Б-Б (2. таблица 38)
3.3.7 Напряжение растяжения в хвостовике (сечение В-В)
где – внутренний диаметр резьбы
= 65 – допускаемое напряжение растяжения
3.3.8 Напряжения смятия в резьбе
H = 60 мм высота гайки крюка
= 35 МПа – допускаемое напряжение смятия (2. таблица 3.8)
3.4 Выбор упорного подшипника для крюка
По ГОСТ 6874-75 (2 приложение 3) выбираем упорный одинарный шарикоподшипник 8209 имеющий следующие параметры (рис 1.7):
- внутренний диаметр посадочного кольца мм d = 45
- наружный диаметр мм .D = 73
- высота мм . .Н = 20
- статистическая грузоподъемность Н .
Расчетная статическая грузоподъемность подшипника:
где – эквивалентная статическая нагрузка;
для упорного подшипника:
– коэффициент надежности при статическом нагружении. Для нормальных требований к легкости вращения
На динамическую грузоподъемность подшипник не проверяется поскольку крюк совершает редкие качательные движения.
Рис.1.7 Упорный подшипник для крюка
3.5.1 Расчетный диаметр основных блоков
– коэффициент диаметра основного блока; для группы классификации механизма М5 ;
3.5.2 Расчетный диаметр уравнительного блока
– коэффициент диаметра уравнительного блока; для группы классификации механизма М5 ;
3.5.3 Размеры основных блоков
По нормали (2 Приложение 8) принимаем основные блоки со следующими параметрами (Рис.1.8):
- рабочий диаметр мм
- наружный диаметр мм .
- длинна ступицы мм . ..
3.5.4 Размеры уравнительного блока
По нормали (2 Приложение 8) принимаем следующие размеры уравнительного блока:
3.6 Расчет оси блоков
Схема к расчету оси показана на рис. 1.9
a – зазор между блоками; принимается в пределах
– толщина лабиринтных дисков
– толщина защитного листа; ориентировочно расчитывается по соотношению () и округляется до стандартных толщин листовой стали 45678 мм
– толщина серьги (2 таблица 4.2)
Нагрузка на ось передаваемая блоками принимается равномерно распределенной по длине. Опорные реакции равные считают приложенными посередине толщины серег. Расстояние между опорными реакциями называют пролетом оси.
3.6.1 Расчетные данные к расчету оси:
- материал оси ..сталь 45
- предел прочности МПа
- предел текучести МПа .
- придел выносливости при изгибе
- линейные размеры мм ..
3.6.2 Длина нагруженной части оси
Рис. 1.9. Схема к расчету оси двухблочной нормальной крюковой подвески
3.6.4 Наибольший изгибающий момент
3.6.5 Допускаемое напряжение при изгибе
где – эффективный коэффициент концентрации напряжений; для оси ослабленной смазочными отверстиями (2 табл.3.13)
[S] – коэффициент запаса прочности; для крюковых кранов группы классификации механизма М5 (2 табл.3.12) [S] = 1.4
3.7 Выбор и расчет подшипников для блоков
3.7.1 Подшипники выбирают по диаметру оси. По ГОСТ 8338-75 (2 Приложение 10) для блоков подвески приняты радиальные однорядные шарикоподшипники со следующими параметрами:
- условное обозначение .. ..209
- внутренний диаметр мм . ..d = 45
- наружный диаметр мм . D = 85
- динамическая грузоподъемность Н [C] = 33200
- статическая грузоподъемность Н
3.7.2 Расчетные нагрузки
Эквивалентная нагрузка на один подшипник блока
где Q – номинальная подъемная сила крюковой подвески Н;
– число блоков в подвеске;
– число подшипников в одном блоке;
- коэффициент учитывающий переменность нагрузки. Для группы классификации механизма M5 (2 табл.3.4)
Эквивалентная динамическая нагрузка
где V – коэффициент вращения; при вращении наружного кольца подшипника V=1.2
коэффициент безопасности; для подшипников подвески
3.7.3 Требуемая динамическая грузоподъемность
Расчетный срок службы подшипника (2 табл.3.4)
Частота вращения блока
где - заданная скорость подъема груза мc;
Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника
где – коэффициент долговечности (2 табл.3.5); при
– коэффициент определяемый по частоте вращения (2 табл.3.6);
3.8. Расчет траверсы
Траверсу представляют как балку (рис.1.10) опорами которой служат серьги. Следовательно пролет траверсы равен пролету оси
Нагрузка передаваемая гайкой крюка через упорный подшипник принимается сосредоточенной в центре траверсы.
Траверса имеет два опасных сечения: центральное Б-Б ослабленное отверстием для пропуска шейки крюка и сечение Г-Г – место перехода цапфы в тело траверсы. Такая расчетная схема типична для траверс нормальных и облегченных крюковых подвесок.
3.8.1 Исходные данные к расчету траверсы
- предел прочности МПа (2 табл.3.2)
- предел текучести МПа (там же) .
- предел усталости МПа (там же) ..
- линейные размеры мм ..
Рис. 1.10 Схема к расчету траверсы
3.8.2 Ширина траверсы
3.8.3 Высота траверсы
Высота траверсы определяется из условия прочности сечения Б-Б на изгиб. Ввиду симметричного расположения нагрузки относительно серег опорные реакции
Изгибающий момент в сечении Б-Б
Допускаемое напряжение для сечения Б-Б
где – коэффициент концентрации напряжений для сечения траверсы ослабленного отверстиями (2 табл.3.13)
[S] – коэффициент запаса прочности; для группы классификации механизма М5 (2 табл.3.12) [S] = 1.4
Необходимый момент сопротивления сечения Б-Б
Пренебрегая расточкой под кольцо упорного подшипника можно записать
откуда высота траверсы
Диаметр цапфы определяется из двух условий: прочность цапфы на изгиб и обеспечения допускаемых напряжений смятия в зоне подвижного контакта цапфы с серьгой.
3.8.4.1 Диаметр цапфы из расчета на изгиб
Изгибающий момент в сечении Г-Г
Допускаемое напряжение в сечении Г-Г
где – коэффициент концентрации напряжений; для цапфы траверсы с галтельным переходом (2 табл.3.13)
3.8.4.2 Диаметр цапфы из расчета на смятие
Полагая что реакция воспринимается только серьгой можно записать
где = 65 МПа – допускаемое напряжение смятия (2 3.21)
Серьга (рис.1.11) растягивается усилием При постоянной ширине В серьги и одним из опасных будет сечение А-А. Кроме этого проверяется прочность проушин серьги в сечениях Б-Б.
где – диаметр оси – 45 (п.1.3.6.6)
3.9.2 Напряжение в сечении А-А
где – допускаемое напряжение растяжения для серьги из стали марки 20; согласно (2 320) = 110 МПа.
3.9.3 Напряжение в сечении Б-Б
Проушина представляется как толстостенный цилиндр нагруженный изнутри давлением
а снаружи – давлением = 0. Согласно формулам Ляме-Гадолина в этом случае наибольшие напряжения будут на внутренней поверхности в точке 1:
Применительно к сечению Б-Б
3.9.4 Напряжение в сечении В-В
4. Выбор электродвигателя редуктора и тормоза
4.1. Кинематическая схема лебедки механизма подъема груза (рис. 1.12)
Рис. 1.12. Кинематическая схема лебедки механизма подъема груза:
- электродвигатель; 2 - муфта зубчатая с промежуточным валом 3 и тормозным шкивом (МПТ); 4 - тормоз ; 5 - редуктор горизонтальный двухступенчатый цилиндрический типа РМ; 6 - муфта зубчатая специальная; 7- барабан; 8 - внешняя опора барабана.
4.2. К.п.д. механизма подъема груза при номинальной грузоподъемности
= 098 - к.п.д. полиспаста (см. п.1.1.3);
= 098 - к.п.д. барабана на подшипниках качения (1 приложение 2);
= 097 - к.п.д. зубчатой пары редуктора (там же);
= 099 - к.п.д. зубчатой муфты (там же).
4.3. Ориентировочная статическая мощность двигателя
где - заданная скорость подъема груза мс
I .4.4. Выбор двигателя
Для механизма подъема груза устанавливается асинхронный электродвигатель с фазовым ротором крановой серии 4МТ имеющий следующую характеристику
( 1 приложение 10 ):
-номинальная мощность (при ПВ 15%) кВт . = 105
-номинальная мощность (при ПВ 40%) кВт .. = 75
-номинальная частота вращения при (при ПВ 15%) мин-1 = 665
-номинальная частота вращения при (при ПВ 40%) мин-1 = 695
-максимальный момент Н*м = 248
-момент инерции ротора кг с2 = 023
-синхронная частота вращения мин-1 . = 750
4.5 Ориентировочная частота вращения барабана
где 2 - кратность полиспаста (п. 1.1.2).
4.6. Ориентировочное передаточное число редуктора
где n - частота вращения двигателя при заданном ПВ%.
4.7. Нормализованное передаточное число редуктора
По нормальному ряду передаточных чисел редукторов типа РМ (1. приложение 11)
4.8. Действительная частота вращения барабана
4.9. Действительная скорость подъема груза
4.10. Действительная статическая мощность
4.11. Выбор редуктора
Для механизма подъема груза принят цилиндрический горизонтальный двухступенчатый редуктор серии РМ имеющий следующую характеристику
-передаточное число = 4017
-мощность на быстроходном валу
при и ПВ=15% кВт = 138
4. 12. Выбор тормоза
4.12.1. Статический момент на валу тормоза (двигателя) при торможении номинального груза
где - крутящий момент на барабане (см. п. 1.2.12.1) Н*м
4.12.2. Необходимый тормозной момент
где = 1.5 - коэффициент запаса торможения для группы классификации механизма М5 (1 приложение 12).
4.12.3. Выбор тормоза
Для механизма подъема груза принят двухколодочный тормоз с электрогидравлическим толкателем имеющий следующую характеристику
-максимальный тормозной момент Нм = 300
-диаметр шкива мм = 200
-ширина шкива мм = 95
5. Проверка двигателя по времени разгона
5.1. Момент инерции вращающихся масс механизма приведенных
где = 023 кг.м2- момент инерции ротора двигателя (1. приложение 10)
= 01 кг.м2- момент инерции муфты МПТ200 (1. приложение 13).
Число входящее в обозначение муфты соответствует диаметру тормозного шкива.
5.2. Момент инерции поступательно движущихся масс приведенных
m - грузоподъемность тележки кг;
- масса крюковой подвески кг;
- угловая скорость вращения двигателя
= 0105*665 = 699 радс.
5.3. Суммарный момент инерции
5.4. Номинальный момент двигателя
= 9550 = 9550*105665 = 1508 Нм.
5.5. Максимальный пусковой момент (рис.1.7)
где - максимальный момент двигателя;
= 07 - коэффициент учитывающий падение напряжения при разгоне механизма. .
5.6.Минимальный пусковой момент
5.7 Средний пусковой момент
5.8. Статический момент на валу двигателя при подъеме номинального груза
где - крутящий момент на барабане Нм (п.1.2.12.1).
к.п.д. механизма подъема груза при номинальной грузоподъемности (п.1.4.2)
5.9. Время разгона механизма
где = 10 с- допускаемое время разгона механизма подъема 5-тонного крана [1 приложение 14 ].
5.10. Среднее ускорение груза при разгоне механизма
где = 05 мс - допускаемое ускорение для подъемных механизмов обслуживающих металлургические цехи (7 стр.99 табл. 13).
6. Проверка двигателя на нагрев
6.1.Средняя высота подъема груза
где Н = 7 м - заданная высота подъема груза.
6.2.Средняя продолжительность рабочего хода механизма
6.4.Коэффициент (1 приложение 16)
Для механизма подъема груза
6.5.Эквивалентная мощность рабочей части цикла
где - действительная статическая мощность двигателя (п.1.4.10).
6.6. Эквивалентная мощность отнесенная к номинальному режиму (ПВ=15%)
где - коэффициент режима работы; для группы классификации механизма М5 – 05 (l приложение 17).
Двигатель условиям нагрева удовлетворяет так как
7. Путь торможения при подъеме крюковой подвески без груза
7.1. Момент инерция массы крюковой подвески приведенный к валу двигателя в условиях торможения
где - к.п.д. механизма при относительной загрузке
По графику (1 приложение 15) при = 088 и находим = 03.
7.2. Суммарный момент инерции при торможении без груза
7.3. Статический момент на валу двигателя при торможении
7.4.Время торможения поднимающейся крюковой подвески
7.6. Минимально допустимое расстояние от крюковой подвески до рамы тележки
РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ТЕЛЕЖКИ
1. Выбор и расчет ходовых колес
1.1.Ориентировочный вес тележки
- коэффициент веса тележки (1 приложение 18); для тележки группы классификации механизма М5 = 025 035.
1.2.Максимальная нагрузка на одно ходовое колесо
где nk = 4 - общее число ходовых колес тележки.
1.3.Выбор ходовых колес и рельсов
По ГОСТ 3569-74 (1 приложение 19) приняты одноребордные конические ходовые колеса и рельсы узкой железнодорожной колеи имеющие следующие размеры в мм (рис. 2.1):
-условное обозначение колеса ..KIP 200K
-диаметр качения .. = 200
-диаметр реборд D1 = 230
-ширина поверхности качения .В = 65
-ширина обода B1 = 80
-диаметр цапфы ..d = 45
-тип подшипников .шариковые радиальные
сферические двухрядные
Рис.2.1. Ходовое колесо
-условное обозначение подшипников .1609
-радиус головки рельса r = 200
-материал колеса ..сталь 65Г
-твердость поверхности качения НВ 300-350
1.4. Контактные напряжения в ходовом колесе (8 9)
При точечном контакте колеса с рельсом
где К - геометрический коэффициент зависящий от отношения радиуса головки рельса к диаметру колеса (1 приложение 20); при отношении r =200200 = 1 коэффициент K = 0119;
- коэффициент учитывающий касательную нагрузку в месте контакта; для крана работающего в цехе и скорости тележки Vт 2 мс = 105
- коэффициент динамичности
здесь Кж - коэффициент зависящий от типа (жесткости) кранового пути; для подтележечного пути уложенного на металлических балках моста крана Кж=015;
- диаметр качения ходового колеса см:
1.5. Допускаемое контактное напряжение
Ориентировочное время разгона тележки (1 приложение 14 )
Ориентировочное время торможения
где = 045 м - максимальное замедление допускаемое для тележек и кра-нов у которых затормаживается половина ходовых колес (7 стр.121).
Время неустановившегося движения
Средняя продолжительность перемещения тележки с установившейся скоростью
где = 22 м - пролет крана.
Полное время передвижения
Интерполируя табличные значения (1 приложение 25) находим:
Усредненная скорость передвижения тележки
Полное число оборотов колеса за срок службы
где - машинное время работы колеса в часах за срок службы; ориентировочные значения приведены в приложении 26. Для группы классификации механизма М5 = 3200 ч.
Приведенное число оборотов колеса
где - коэффициент приведенного числа оборотов (1 приложение 27); при отношении минимальной нагрузки на колесо Pmin к максимальной Pmax.
Здесь минимальная нагрузка
Pmin = = 150004 = 3750 H
допускаемые напряжения при приведенном числе оборотов колеса
где - допускаемое напряжение при N ; для колеса изготовленного из поковки стали 75 или 65Г подвергнутого закалке и отпуску до твердости НВ 350 = 890 МПа (9стр.99табл. 5.6.7.)
2. Сопротивления движению
2.1. Сопротивление от сил трения
где - плечо трения качения; для стального колеса диаметром 200 мм при рельсе с выпуклой головкой = 04 мм (1 приложение 21);
f - коэффициент трения; для шариковых подшипников f - 0015;
Kp - коэффициент учитывающий трение реборд о рельсы; для крановой тележки с жестким токоподводом = 25 10стр. 107табл.26.
2.2.Сопротивление от уклона пути
Wук =(Q +GT) α = (49100+15000) *0002 =1282 Н
где α - 0002 - уклон подтележечного пути.
2.3.Сопротивление от сил инерции
Wин =(11..13)(m +mт) = (11 13)(5000+1530) 05520=1975 2335 Н
где mT- масса тележки
mт = Gт g=15000981 = 1530 кг;
- заданная скорость передвижения тележки;
- ориентировочное время разгона; для тележки грузоподъемностью 5 т = 20 с
( 1 приложение 14 ).
Принято Wин= 2100 Н.
2.4.Полное сопротивление при установившемся движении
WCT = Wт + Wук =1183 + 1282 = 13112 Н
Принято WCT = 1320 Н.
2.5. Полное сопротивление при разгоне механизма
W =WCT +Wин =1320+2100=3420 Н
3. Выбор электродвигателя и редуктора
3.1. К.п.д. механизма при движении с номинальным грузом
- К.П.Д. зубчатой пары редуктора. Учитывая что в вертикальном трехступенчатом редукторе смазка колес происходит не в ванне принимаем
=096 - меньшее из рекомендуемых значений (1 приложение 2);
- к.п.д. зубчатой муфты; принимаем = 099 (там же).
3.2. Ориентировочная статическая мощность двигателя
3.3. Ориентировочная пусковая мощность
3.4. Установочная мощность двигателя
где = 15 17 - средняя кратность максимального момента кранового двигателя.
3.5. Выбор двигателя
Для механизма передвижения тележки принят асинхронный двигатель с фазным ротором крановой серии 4МТ имеющий следующую характеристику
-номинальная мощность (при ПВ=40%) кВт Pн = 22
-номинальная частота вращения (при ПВ=40%) = 890
-максимальный момент Нм . .Тmax = 55
-момент инерции ротора кг . = 0035
-синхронная частота вращения . . = 1000
-мощность при ПВ=15% кВт P = 31
-частота вращения при заданном ПВ=15% мин-1 ..n =785
3.6. Ориентировочная частота вращения ходовых колес
3.7. Ориентировочное передаточное число редуктора
3.8. Минимальное межосевое расстояние редуктора
где D1 - диаметр реборды ходового колеса мм;
h - высота центра тормоза ТКТ 200 или ТКТ 200100 мм;
- гарантированный зазор между основанием тормоза и колесом мм.
3.9. Необходимая мощность редуктора
3.10.Выбор редуктора
Для механизма передвижения тележки принят вертикальный трехступенчатый редуктор со следующей характеристикой (1 приложение 22):
-передаточное число up =14.67
-мощность на быстроходном валу при группе
классификации м-ма М5 и nc = 1000 мин кВт Pp = 4.0
3.11.Действительная частота вращения ходовых колес
3.12.Действительная скорость передвижения тележки
3.13. Действительная статическая мощность
3.14. Кинематическая схема механизма передвижения тележки (рис. 2.2)
Рис.2.2. Кинематическая схема механизма передвижения тележки с редуктором типа BК:
-электродвигатель; 2-тормоз; 3-моторная муфта типа МЗ-1; 4-редуктор тип ВК;
-муфта зубчатая с промежуточным валом типа МЗП; 6- колесо ходовое;
-подшипники в буксах
4. Проверка двигателя по времени разгона
4.1. Момент инерции вращающихся масс
где = 0035 кгм2- момент инерции ротора двигателя (см.п. 2.3.5);
= 0030 кгм2 момент инерции моторной зубчатой муфты МЗ-1;
= 0063 кг.м2 ориентировочное значение момента инерции тормозного шкива.
4.2. Момент инерции поступательно движущихся масс приведенный к валу
где - углов скорость вращения двигателя
=0105n = 0105825 радс.
4.3. Суммарный момент инерции
+01472 + 0350 = 04972 кг.
4.4.Номинальный момент двигателя
4.5.Максимальный пусковой момент (см. рис. 1.13)
где - максимальный момент двигателя (см. п. 2.3.5);
= 0 7 - коэффициент учитывающий падение напряжения при разгоне двигателя.
4.6.Минимальный пусковой момент
4.7.Средний пусковой момент
4.8.Статический момент на валу двигателя при движении
тележки с номинальным грузом
где = 2.0 с - наибольшее допускаемое время разгона тележки грузо-подъемностью 5 т (см. п. 2.2.3).
4.10.Среднее ускорение при разгоне
где = 07 максимальное ускорение допускаемое для тележек у которых сцепной вес составляет 50 % от полного (7 стр. 99 табл. 13).
5. Проверка двигателя на нагрев
5.1.Средний путь передвижения тележки
5.2.Средняя продолжительность рабочего хода механизма
5.5.Эквивалентная мощность рабочей части цикла
где РСТ - действительная статическая мощность двигателя (см. п. 2.3.13)
5.6.Эквивалентная мощность отнесенная к ПВ =15 %
Р15 = Рэ - Кэ = 082*05 = 041 кВт
где Кэ = 05 - коэффициент для группы классификации механизма М5
Двигатель условиям нагрева удовлетворяет так как
Р15 = 041 Рн = 31 кВт.
6 Проверка тележки на буксование при разгоне без груза
6.1. Сопротивление движению
где f и Кр - те же что и в п. 2. 2.1.
6.2. Статический момент на валу двигателя
Где = 07 – к. п. д. механизма передвижения тележки при относительной загрузке (1 приложение 15)
6.3. момент инерции массы тележки приведенный к валу двигателя
6.4. Суммарный момент инерции
Iвр - момент инерции вращающихся масс приведенный к валу двигателя см. п.2.4.1
6.5.Время разгона тележки без груза
где Тср. п. - средний пусковой момент см. п 2.4.7.
6.6.Фактический коэффициент запаса сцепления 10
где = 4 – общее число ходовых колес тележки;
= 2 – число приводных колес;
= 02 – коэффициент сцепления колес с рельсами для кранов работающих в по-мещении;
[Ксц] =12 - нормированный запас сцепления.
7.1. Максимальное замедление при торможении порожней тележки без юза
7.2. Время торможения порожней тележки
7.3. Момент инерции массы тележки приведенный к валу двигателя в условиях торможения
7.4.Суммарный момент инерции
7.5.Динамический момент при торможении без груза
7.6. Статический момент на валу двигателя при торможении тележки без груза и без трения реборд о рельсы
7.7. Необходимый тормозной момент
Для механизма передвижения тележки принят двухколодочный тормоз с клапанным электромагнитом (1 приложение 26):
-максимальный тормозной момент ТT.M = 40 Н*м
-диаметр шкива Dш = 200 мм
-ширина шкива Вш = 95 мм
8. Время путь торможения тележки с номинальным грузом
8.1. Момент инерции поступательно движущихся масс приведенный к валу двигателя в условиях торможения
8.2.Суммарный момент инерции
8.3.Статический момент на валу двигателя при торможении
без трения реборд о рельсы
где WТ - сопротивление движению груженой тележки от сил трения см. п. 2.2.1;
Кр - коэффициент учитывающий трение реборд о рельсы там же.
8.4.Время торможения
где ТТ - расчетный тормозной момент см. п. 2.7.7.
8.5. Путь торможения
8.6. Длина линейки путевого выключателя рис.2.3
Принято lл = 525 мм.
Рис. 2. 3. Линейка путевого выключателя
РАСЧЕТ ТОРМОЗА ТКГ 200 ДЛЯ МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА ГРУЗА
1. Исходные данные (1 приложение 25 ):
тип тормоза .. ТКГ 200
максимальный тормозной момент Н*м . .. Тт.м = 300
расчетный тормозной момент (см. п. 1.4.12.2) Н*м Тт = 116
диаметр шкива мм . .Dш = 200
ширина шкива мм Вш = 95
ширина колодки мм В = 90
наибольшей отход колодки мм = 10
угол охвата град .= 70°
наибольшее рабочее усилие Н Vт.н = 250
наибольший ход поршня мм ..hт.н. = 35
плечи рычагов мм l = 305
2.1. Нормальное нажатие колодки на шкив
где f = 044 - коэффициент трения для шкива из стали марки 45 и тормозной ленты марки ЭМ-1 [ I приложение 27].
2.2. Усилие на концах тормозных рычагов
2.3. Усилие в вертикальной тяге
где = 095 - к.п.д. рычажной системы тормоза [ 1 приложение 2].
Расчетная схема тормоза ТКГ 200
2.4. Усилие одной пружины при торможении
где п =1 – количество рабочих пружин.
2.5. Ориентировочное усилие пружины при растормаживании
где D – средний диаметр пружины;
d - диаметр пружинной проволоки
3.2. Коэффициент кривизны
3.3. Диаметр пружинной проволоки
де =450 МПа - допускаемое касательное напряжение для пружины из стали марки 60С2А.
По ГОСТ 14963-69 [I приложение 28 ] принимаем для пружины проволоку
диаметром d = 35 мм.
3.4. Средний диаметр пружины
3.5. Жесткость пружины
где G = 80000 МПа - модуль сдвига для пружинной стали;
i = 24 - рабочее число витков пружины [1 приложение 30].
3.6.Деформация пружины при торможении
3.7.Дополнительная деформация пружины при растормаживании
3.8. Дополнительное усилие пружины при растормаживании
3.9. Суммарная деформация пружины при растормаживании
3.10. Усилие пружины при растормаживании
3.11. Шаг витков пружины
3.12.Длина пружины в свободном состоянии (рис. 3.2.)
3.13.Длина пружины при торможении
Рис.3.2. Пружина и ее характеристика
3.14. Длина пружины при растормаживании
3.15. Характеристика пружины при сжатии до соприкосновения витков:
3.16. Длина заготовки для пружины
4. Проверка толкателя
4.1. Проверка по усилию
4.2. Проверка по ходу поршня
5. Проверка колодок по давлению
5.1 Площадь соприкосновения колодки со шкивом
5.2. Давление колодки на шкив
где [q] = 1.5 МПа - допускаемое давление для тормозной ленты марки ЭМ-I
В данном курсовом проекте я просчитал тележку мостового крана и подобрал: канат барабан блок крюк серьгу двигатели механизма подъема и передвижения тележки мостового крана а также подобрал редуктора механизма подъема и передвижения тележки мостового крана подобрал и подсчитал тормоза на механизм подъема и передвижения тележки. Также подсчитал время разгона двигателей нагревы двигателей поддерживают ли тормоза данную нагрузку выдерживает ли серьга данное напряжение которое возлагается на неё выдерживает ли канат данное напряжение на разрыв. Также проверил колодки по давлению и магнит по усилию.
Пузырьков П.И. Методические указания по выполнению расчетов механизмов мостового крана.- Днепропетровск: ГМетАУ 1998- 63 с.
Пузырьков П.И. Крюковые подвески грузоподъемных машин; Учебное пособие для студентов технических вузов.-Днепропетровск: ГМетАУ 1996. - 12бс. ил
Александров М.П. Подъемно-транспортные машины: Учебник для вузов- 4-е изд. перераб. и доп.- М.: Высш. школа 1965.-558с. ил.
Пузырьков П.И. Методические указания к выполнению курсового проекта по дис-циплине "Подъемно-транспортные маншны".-Днепропетровск: ДМетИ 1990. -66 с.
Балашов В.П. Грузоподъемные и транспортирующие машины на заводах строительных материалов: Учебник для техникумов- М: Машиностроение 1987.-384 е. ил.
Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов
-К.: Госнадзорохрантруда 1994.-267с.
Трушин А.В. Пузырьков П.И. Коломийчекко Г.П. Подьемно-транспортные машины: Учеб. пособие для студентов металлургических вузов.-Днепропетровск 1973.-236с. ил.
Грузоподъемные машины: Учебник для вузов по специальности "Подъемно- транспортные машины и оборудование" М.П. Александров Л.Н. Колобов Н.А. Лобов и др.; -М.: Машиностроение 1986.-400с. ил.
Курсовое проектирование грузоподъемных машин Учеб. пособие для студентов машиностр. спец. вузов С.А. Казак В.Е. Дусье Е.С. Кузнецов и др.; Под ред. С.А.Казака. -М.: Высш. шк. 1969.- 319с.: ил.
Иванченко и др. Расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин. -К.: Высш. шк.. 1978. -576с.г ил