Механизмы крана мостового

1.Механизм подъема.doc

1. Расчет механизма подъема
Рис.1 Схема механизма подъема
1. Выбор полиспаста каната диаметра барабана и блоков
Для проектируемого крана принимаем механизм подъема схема которого представлена на рис.1. Для крана грузоподъемностью 25 т принимаем сдвоенный полиспаст (а = 2) кратностью U = 4. Максимальное натяжении в канате набегающем на барабан при подъеме груза определяем по формуле
где z - количество ветвей на которых висит груз
n – к.п.д. полиспаста.
При сбегании канта с подвижного блока к.п.д. полиспаста
где б – к.п.д. блока с учетом жесткости каната; для блока на подшипниках качения б= 098 097.
Канат выбираем по разрывному усилию согласно Правилам Госгортехнадзора:
где nk – коэффициент запаса прочности каната принимаемый по табл.11. 1.
Из приложения I 1 выбираем канат стальной двойной свивки типа ЛК-3 конструкции 6×25 (1+6; 6+12)+1 о.с. (ГОСТ 7665-69) диаметром dk =17.5 мм при расчетном приделе прочности проволок = 200 кгсмм2 площадью сечения всех проволок FK =114.58 мм2 и с разрывным усилием SP = 18600 кгс.
Диаметр блока и барабана по центру наматываемого каната
Диаметр блока и барабана по дну канавки
где e – коэффициент зависящий от режима работы и типа грузоподъемной машины (табл. 12 1). Для среднего режима e = 25.
Диаметр блока наматываемой подвески (по дну канавки) принимаем D = 450 мм.
Диаметр уравнительного блока Dy=(06 08)D. Принимаем
Форма и размеры профиля ручья при вертикальном положении блока и при отклонении каната от средней плоскости блока на угол не более 6º приведенных в приложении V 1.
Блоки изготовляем из чугуна СЧ 15-32 СЧ 18-36 стали 45Л магниевого сплава МЛ-5-Т4.
2. Выбор и проверочной расчет крюковой подвески
По номинальной грузоподъемности Q=25 т и среднем режиме работы выбираем крюк однорогий тип Б № 20 (ГОСТ 6627-74 приложение VI VII).
Крюк изготовлен из Стали 20 имеющий предел прочности В=4200 кгссм2 предел текучести Т=2500 кгссм2 предел выносливости -1=1200 кгссм2. Резьба шейки крюка – трап. 90*12 с внутренним диаметром dB=82 мм.
Высота гайки крюка должна быть не менее
где t =012 cм – шаг резьбы;
конструктивно принимаем Н=110мм
Наружный диаметр гайки
2.3. Упорный подшипник
Для крюка диаметром шейки d1 = 100 мм выбираем упорный однорядный подшипник легкой серии 8220 (ГОСТ 6874-75) со статической грузоподъемностью Со=33500 кгс (приложение IX 1).
Расчетная нагрузка на подшипник должна быть равна или меньше статической грузоподъемности:
Где kб=12 – коэффициент безопасности (приложение X 1).
Изготовляем траверсу из Стали 45 имеющий предел прочности В=6100 кгссм2 предел текучести Т=4300 кгссм2 предел выносливости -1=2500 кгссм2. Траверсу рассчитываем на изгиб при допущении что действующие на нее силы сосредоточены; кроме того считаем что перерезывающие силы незначительно влияют на изгибающий момент. После конструктивной проработки из приложения XI определяем расчетные размеры т.е. расстояние между осями крайних блоков b = 280 мм. Расчетная нагрузка на траверсу QP=30000 кгс (такая же как и на упорный подшипник).
Максимальный изгибающий момент (рис.2 сечение А-А)
Момент сопротивления среднего сечения траверсы
Где [] – допускаемое напряжение на изгиб кгссм2.
Так как напряжение в траверсе изменяется по пульсирующему циклу то
Момент сопротивления среднего сечения траверсы (рис. 2) ослабленной отверстием
b1 – ширина траверсы; назначаем с учетом наружного диаметра D1 посадочного гнезда для упорного подшипника
Изгибающий момент в сечении Б-Б
Минимальный диаметр цапфы под подшипник
2.5. Выбор подшипников блоков
Поскольку подшипники блоков работают при переменном режиме нагрузки то эквивалентную нагрузку определим по формуле
где Р1 Р2 Р3 Рn – эквивалентные нагрузки;
L1 L2 Ln – номинальные долговечности.
Для радиальных шарикоподшипников эквивалентную нагрузку при каждом режиме вычислим по формуле
где Fr – радиальная нагрузка кгс;
Fa – осевая нагрузка кгс; в нашем случаи Fa=0;
X и Y – коэффициенты шарикоподшипников при Х=1 Y=0 (здесь е – коэффициент осевого нагружения зависящий от угла контакта);
V – коэффициент вращения; при вращении наружного кольца относительно направления нагрузки V=12;
kб – коэффициент безопасности; kб=12 (приложение Х 1);
kt – температурный коэффициент; kt=1 (так как рабочая температура подшипника tº100ºC).
С учетом графика загрузки механизма подъема ( рис.17 1) радиальные нагрузки механизма на подшипник составляют:
Эквивалентные нагрузки при каждом режиме:
Долговечность подшипника номинальная и при каждом режиме нагрузки:
Эквивалентная нагрузка
Динамическая грузоподъемность
где α – показатель степени; для шарикоподшипников α=3.
Для данного диаметра цапфы по динамической грузоподъемности выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный средней серии 318 (ГОСТ 8338-75) внутренний диаметр d=90 мм наружный диаметр D=190 мм ширина подшипника B=26 мм динамическая грузоподъемность C=10100 кгс.
3. Расчет узла барабана
3.1. Расчет барабана
Принимаем барабан диаметром D=400 мм по дну канавки.
Расчетный диаметр барабана Dб=417.5 мм
Длина каната наматываемого на одну половину барабана
Число витков нарезки на одной половине барабана
где 15 2 – число запасных витков.
Длина нарезки на одной половине барабана
Где tн – шаг нарезки барабана (приложение XIV 1) для каната tн=20 мм.
Полная длинна барабана
где мм – длина участка с каждой стороны барабана используемая для закрепления каната;
α – допустимый угол отклонения набегающей на барабан ветви каната от вертикального положения α=4 6º;
b – расстояние между осями ручьев крайних блоков b=280 мм (приложение XI 1).
Для того чтобы уменьшить длину барабана ставим канатоукладчик который будет укладывать канат в 2 ряда тоисть Lб=18622=931мм
Барабан отливаем из чугуна СЧ15-32 с пределом прочности на сжатие В=7000 кгссм2.
Толщину стенки барабана определяем из расчета на сжатие
k – коэффициент запаса прочности для крюковых кранов k=425 (приложение XV 1).
Толщина стенки проектируемого чугунного барабана
Принимаем толщину стенки =15 мм.
3.2. Расчет крепления каната к барабану
Принимаем конструкцию крепления каната к барабану прижимной планкой имеющей трапециевидные канаки. Канат удерживается от перемещения силой трения возникающей от зажатия его между планкой и барабаном болтами (шпильками). Начиная от планки предусматриваем дополнительные витки (15 2) способствующие уменьшению усилия в точке закрепления каната.
Натяжение каната перед прижимной планкой
где e=272 – основание натурального логарифма;
f – коэффициент трения между канатом и барабаном (f=01 016);
α – угол обхвата канатом барабана принимаем α=4П.
Где f1 – приведенный коэффициент трения между планкой и барабаном; при угле заклинивания каната 2=80º
α1 – угол обхвата барабана канатом при переходе от одной канавки планки к другой.
Суммарное напряжение в болте при затяжки крепления с учетом растягивающих и изгибающих усилий:
6 кгссм2 [p]=1173 кгссм2
где n – коэффициент запаса надежности крепления каната к барабану n≥15; принимаем n=18;
z = 2 – количество болтов;
Pu – усилие изгибающее болты
d1 – внутренний диаметр болта М22 изготовленного из Стали 3
Допустимое напряжение для болта
4. Расчет мощности двигателя и выбор редуктора
При подъеме номинального груза мощность двигателя механизма подъема
где м – к.п.д. м=085 (приложение XXXIII 1).
Из приложения XXXIV 1 выбираем электродвигатель переменного тока с фазовым ротором типа МТF 512-8 мощностью N=45 кВт частотой вращения n= 695мин-1 (= 72.74 радс) максимальным моментом Мn.max=140 кгс·м момент инерции Jp=0145 кгс·м·с2.
Номинальный момент на валу двигателя кгс·м
Отношение максимального момента к номинальному
Передаточное число редуктора
Где nб – частота вращения барабана
Редуктор механизма подъема выбираем из расчетной мощности частоты вращения двигателя передаточного числа и режима работы. По каталогу (приложение XLI XLV 1) выбираем редуктор типа Ц2-500-24.9-4М (суммарное межосевое расстояние А=500 мм передаточное отношение UP=24.9 схема сборки 4 вал тихоходный с концом под зубастую муфту).
где Nред=73.1 кВт – табличное значение мощности при среднем режиме и n=750 мин-1 (определено для n=695 мин-1 интерполированием);
Мред – табличное значение момента выбранного редуктора;
– кратность пускового момента принимаемая в зависимости от режима работы (табл. 14 1).
Поскольку то редуктор удовлетворяет условиям перегрузки двигателя в период пуска.
Фактическая скорость подъема груза
Статический момент на валу двигателя при подъеме грузов различных по весу определяется по формуле
где Sn – усилие в навиваемом на барабан канате при подъеме груза кгс;
а – число ветвей навивающихся на барабан;
м – к.п.д. механизма подъема принимаемый в зависимости от поднимаемо груза по экспериментальному графику (рис. 36 1).
Усилие в канате свиваемом с барабана при опускании груза Q
Статический момент на валу двигателя при опускании номинального груза
Время с пуска приводу при подъеме и опускании груза
Где Jпр – момент инерции движущихся масс приведенный к валу двигателя при подъеме или опускании груза;
– угловая скорость двигателя;
Мсm – статический момент на валу двигателя при подъеме или опускании грузу; Мсm= Мп или Мсm= Моп.
Момент инерции кгс·м·с2 движущихся масс механизма приведенный к валу двигателя при подъеме груза
JP – момент инерции ротора двигателя JP=0145 кгс·м·с2;
JМ – момент инерции зубчатой муфти с тормозным шкивом (приложение XLVII 1) выбранной предварительно по Мпред JМ=00471 кгс·м·с2;
– коэффициент учитывающий момент инерции масс деталей вращающихся медленнее чем вал двигателя принимают =105 125; в нашем случаи =12;
m – масса поднимаемого груза;
m1=2548 кгс·с2м m2= 1274кгс·с2м m3=637 кгс·с2м;
UM – общее передаточное число механизма
м – к.п.д. механизма (рис. 36 1);
Rб = 020875 м – радиус барабана по центру наматываемого каната.
При подъеме номинального груза
Время пуска при подъеме и опускании груза Q соответственно равно:
Усилие в канате статические моменты на валу двигателя моменты инерции движущихся масс механизма приведенные к валу двигателя время пуска при подъеме и опускании приведены в табл. 1.
Среднеквадратический момент эквивалентный по нагреву действительному переменному моменту возникающему от заданной нагрузки электродвигателя механизма подъема в течении цикла в общем случае определяют по формуле
где Σ ty – общее время установившегося движения с;
Σ tn – суммарное время пуска в течении одного цикла с;
Σ to – общее время пауз с;
α – коэффициент учитывающий ухудшение условий охлаждения при пуске и торможении
α o – коэффициент учитывающий ухудшение условий охлаждения во время пауз; α o=07 098 – для закрытых двигателей.
Для проверки двигателя на нагрев исходят из технологических требований строят график загрузки его в течение цикла работы.
Для мостового крана работающего в сборочном цехе машиностроительного завода среднюю высоту подъема груза примем Нс=15 м (табл. 17 1).
Время установившегося движения
Суммарное время за цикл работы:
установившегося движения
неустановившегося движения
Число включений в час
Эквивалентный момент
Эквивалентная мощность по нагреву
Следовательно выбранный двигатель удовлетворяет условие нагрева ( NЭ ≤ NH).
Грузоподъемность кгс
Усилие в канате навиваемом на барабан при подъеме груза Sп кгс
Усилие в канате свиваемом на барабан при опускании груза Sоп кгс
Статический момент при подъеме груза Мп кгс·м
Статический момент при опускании груза Моп кгс·м
Приведенный момент инерции при подъеме и опускании груза Jпр.п кгс·м·с2
Допускаемые ускорения при пуске поднимания и опускания груза мс2
КПД механизма подйома
Время пуска (торможения) подъема (опускания груза) с
Момент двигателя при пуске поднимаемого груза кгс·м
Момент двигателя при торможении поднимаемого груза кгс·м
Момент двигателя при пуске опускаемого груза кгс·м
Момент двигателя при торможении опускаемого груза кгс·м
Результаты расчета механизма подъема
5. Расчет оси барабана
Ось барабана изготовляем из Стали 45 (ГОСТ 1050-74) с пределом прочности В=6100 кгссм2. По расчетам и выбранным параметрам вычерчиваем в масштабе габариты принятого редуктора в разрезе зубчатую муфту с опорой на оси канатного барабана канатный барабан со ступицами и торцовыми дисками и вторую опору расстояние между которой и торцом барабана принимается в пределах 10 20 мм.
Рис. 4. Схема у расчету оси барабана
Усилие действующее со стороны ступиц на ось
При известном изгибающем моменте диметр оси вычисляем по формуле
5 1. Выбор подшипников оси барабана
Расчетная нагрузка на подшипник
Радиальный нагрузки на подшипник при среднем режиме работы кгс
Долговечность подшипника номинальная и при каждом режиме нагрузки млн.об.
Выбираем подшипник №3517 (ГОСТ 5721-75).
Тормоз устанавливаем на быстроходном валу редуктора. Расчетный тормозной момент
где kT – коэффициент запаса торможения по правилам Госгортехнадзора для среднего режима kT=175 (табл. 18 1).
Мсm.m – статический момент на валу двигателя при торможении
По таблице (приложение L 1) выбираем двухколодочный тормоз типа ТТ – 320 м с наибольшим тормозным моментом Мт=80 кгс·м отрегулированный на расчетный тормозной момент.
Между двигателем и редуктором устанавливаем зубчатую муфту с тормозным шкивом DT=300 мм (приложение XLVII 1) имеющие следующие характеристики: наибольший передаваемый крутящий момент 320 кгс·м момент инерции Jм = 00471 кгс·м·с2.
По таблице (приложение LV 1) выбираем стандартную зубчатую муфту (ГОСТ 5006-55) №8 с модулем m=4 числом зубьев z=62 шириной b=35 толщиной зуба S1=583 мм наибольшем моментом передаваемым муфтой равным 2360 кгс·м.

2.Передвижение тележки2.doc

2. Расчет механизма передвижения тележки
1. Выбор кинематической схемы
Механизм передвижения тележки предполагается выполнить по кинематической схеме показанной на рис.5.
Рис.5. Кинематическая схема механизма передвижения тележки
Для передачи крутящего момента от двигателя к приводным колесам использован вертикальный редуктор типа ВКН. Вал двигателя соединен с быстроходным валом редуктора втулочно-пальцевой муфтой на одной половине которой установлен колодочный тормоз с электрогидротолкателем.
2. Расчет сопротивления передвижению тележки
Сопротивление кгс передвижения тележки с номинальным грузом при установившемся режиме работы определяем по формуле
кгс – номинальный вес поднимаемого груза;
GT – собственный вес крановой тележки; из графиков (рис. 44 1) построенных по характеристикам выпускаемых кранов принимаем GT=10000 кгс;
Dк – диаметр ходового колеса тележки.
Для данной грузоподъемности предварительно можно выбрать диаметр колеса пользуясь рекомендациями табл. 25 1. Принимаем двух реберное колесо с цилиндрическим профилем обода диаметром Dк=250 мм (прил. LIX LVI 1);
d = (025 030) Dк – диаметр цапфы мм;
f = 0015 – коэффициент трения в подшипниках колес; подшипники выбираем сферические двухрядные (табл. 26 1);
= 003 см – коэффициент трения качения колеса по плоскому рельсу (табл.27 1). Изготовляем колесо из стали 65Г (ГОСТ 1050-74) твердость поверхности катания НВ 320 350;
kp = 25 – коэффициент учитывающий сопротивление от трения реборд колес о рельсы и от трения токосъемников о троллеи (табл. 28 1);
Wцк – сопротивление кгс передвижению от уклона. Уклон ненагруженной главной балки принимаем равным нулю;
WB – сопротивление передвижению от действия ветровой нагрузки определяемое по формуле 1. При расчете мостовых кранов работающих в закрытых помещениях принимают WB=0.
Наибольшее сопротивление передвижению тележки с номинальным грузом при установившемся режиме
Статическое сопротивление передвижению тележки при поднимаемом грузе и при не нагруженной тележке приведены в табл. 2.
3. Расчет мощности двигателя и выбор редуктора
Двигатель механизма передвижения тележки выбираем по пусковому моменту. Значение пускового момента должно быть таким при котором отсутствует пробуксовка ведущих колес незагруженной тележки по рельсам а коэффициент запаса сцепления должен быть не меньше 12.
Для предварительного выбора двигателя определяем сопротивление передвижению загруженной тележки в пусковой период
где а – среднее ускорение тележки при пуске мс2 (табл. 29 1).
Мощность предварительно выбираемого двигателя
где ср – средняя кратность пускового момента
max min – соответственно максимальная и минимальная кратность пускового момента.
Расчетная мощность двигателей механизма передвижения определенная с учетом инерционных нагрузок должна удовлетворять условию
- условие удовлетворяется.
По каталогу (прил. XXXIV 1) предварительно принимаем электродвигатель с фазным ротором МТF 211-6 мощностью N= 9 кВт n=915хв-1 (=95.77радс) Jp=00117кгс·м·с2 Mn.max=19.5кгс*м. Mн=9.59кгс*м Mс= (2.03* Мн. +1.1* Мн. )2=15.02кгс*м
Двигатель МТF 1 1 1-6 МТF 1 1 2-6 не подходит МсM
Определяем средний пусковой момент кгс·м двигателя для разгона незагруженной тележки из условия отсутствия буксования приводных колес и наличия запаса сцепления
Чтобы получить численное значение Мn.cp следует предварительно выбрать не только двигатель но и редуктор механизма передвижения тележки затем произвести расчет приводу и окончательно выбрать двигатель. Определим частоту вращения колеса:
Расчетное передаточное число редуктора
По каталогу (приложение LXII 1) принимаем редуктор типа ВКН-480-20-1 (с передаточным числом UP=20 схема сборки 1).
Фактическая частота вращения колеса
Фактическая скорость передвижения тележки с номинальным грузом
Минимальное время пуска двигателя незагруженной тележки
где аn.maz – максимально допустимое ускорение незагруженной тележки.
Для обеспечения запаса сцепления (ксц=12) при пуске незагруженной тележки ее должно быть не более значения вычисляемого по формуле
где φ – коэффициент сцепления ведущего колеса с рельсом; для кранов работающих в закрытых помещениях;
Gсц – сцепной вес тележки; в общем случаи с помощью уравнений статики определяем нагрузку на приводные колеса незагруженной тележки. Принимаем
Статический момент сопротивления передвижению незагруженной тележки приведенный к валу двигателя
где м – к.п.д. механизма передвижения тележки (рис. 36 1).
Момент инерции подвижных масс тележки приведенный к валу двигателя
Где Jp.м – момент инерции ротора двигателя и муфт в том числе с тормозным шкивам
Масса тележки с крюковой подвеской
Средний пусковой момент определяем по формуле
4. Проверка двигателя на нагрев по эквивалентной нагрузке
Мощность необходимая для перемещения тележки с номинальным грузом
Среднее время пуска
Среднее время рабочей операции передвижения тележки
где LP – средний рабочий путь тележки LP=6 м (табл.17 1).
Отношение среднего времени пуска к среднему времени операции
По графику (рис. 45 1 кривая Б) находим значение коэффициента а затем вычисляем кВт.
Для тяжелого режима работы эквивалентная мощность двигателя
где К – коэффициент принимаемый в зависимости от режима работы ( при номинальной мощности двигателя по каталогу ПВ=25%)
Ранее выбранный двигатель удовлетворяет условия нагрева.
5. Расчет тормозного момента и выбор тормоза
При торможении тележки без груза допустимое максимальное ускорение при котором обеспечивается запас сцепления колес с рельсом 12 определяют по формуле
В формуле принято kp=1 что идет в запас при определения аm.
Время торможения тележки без груза исходя из максимально допустимого ускорения с.
Допускаемая величина тормозного пути (табл.31 1)
где Vmф=35.94 ммин – скорость передвижения тележки минимально допустимое время торможения
Где Мсm.m – статический момент сопротивления передвижению тележки при торможении приведенный к валу двигателя кгс·м.
Статический момент сопротивления передвижению незагруженной тележки при торможении приведенный к валу двигателя
Принимаем колодочный тормоз с гидротолкателем типа ТТ-200 с наибольшим тормозным моментом 20 кгс·м диаметром тормозного 200 мм шириной колодки 75 мм; тип гидротолкателя ТЭГ-20 с тяговым усилием 20 кгс. Тормоз отрегулируем на необходимый тормозной момент..
Результаты расчета механизма передвижения тележки
Ненагруженная тележка
Грузоподъемность кгс
Сопротивление передвижению тележки при установившемся режиме Wcт кгс
Статический момент сопротивления при передвижении тележки приведенный к валу двигателя Мст.п кгс·м
Момент инерции приведенный к валу двигателя при пуске кгс·м·с2
Ускорение тележки при пуске ап мс2
Момент двигателя при пуске кгс·м
Момент двигателя при торможении кгс·м
6 Расчет ходовых колес
Нагрузка на одно ведущее колесо при условии их одинакового нагружения
Где Qсц=12500 кгс – сила давления на ведущие колеса от поднимаемого груза (принимаем что сила давления на ведущие колеса должна быть равна или больше силы давления на непроходимые колеса).
Расчетная нагрузка на колесо
где γ – коэффициент учитывающий переменность нагрузки
k1 – коэффициент учитывающий режим работы механизма; для среднего режима k1=12 (табл. 34 1).
Значение местных напряжений смятения при линейной компоновке
где b – рабочая ширина рельса; для принятого квадратного рельса 80×80
r1 – радиус закругления ребра рельса;
Rк=10 см – радиус колеса;
Enp=21 ·106 кгссм2 – приведенный модуль упругости для колеса и стального рельса.

3.Передвижение крана3.doc

3. Расчет механизма передвижения крана
1 Выбор кинематической схемы
Рис. 6 Кинематическая схема механизма передвижения крана.
Механизм передвижения крана по заданию назначен с раздельными приводами. Его кинематическая схема представлена на рис. 6. Электродвигатель соединенный муфтой с редуктором передает движение на ведущие колеса. Вал приводного колеса соединен с тихоходным валом редуктора промежуточным валом и зубчатыми муфтами. На полумуфте быстроходного вала редуктора установлен тормоз.
2. Расчет сопротивления передвижению крана
По графику (рис. 47 1) общий вес крана (грузоподъемность 25 тс пролет 16.5 м при ПВ=25%) приближенно составит Gк=38000 кгс. Предварительно принимаем диаметр ходовых колес Dк=500 мм (прил. LIX LVI 1). Колеса стальные (материал – Сталь 65Г твердость поверхности катания НВ 320 350) двухребордные с цилиндрическим ободом. Диаметр цапфы вала принимаем d = 100 мм (табл.25 1). Колеса установлены на роликовых подшипниках f=0015. Коэффициент kp=15 (табл.28 1). Коэффициент трения =006 (табл.27 1).
Сопротивление передвижению крана с номинальным грузом
Результаты расчета механизма передвижения крана
Грузоподъемность кгс
Сопротивление передвижению крана при установившемся режиме Wст кгс
Статические момент сопротивления при передвижении крана приведенный к валу двигателя Мст кгс·м
Приведенный момент инерции масс к валу двигателя Jпр кгс·м·с2
Ускорение крана при пуске а мс2
Момент двигателя при пуске кгс·м
Момент двигателя при торможении кгс·м
3. Расчет мощности двигателя и выбор редуктора
Для предварительного выбора двигателя определяем сопротивление передвижению загруженного крана
где а – среднее ускорение тележки при пуске принимаем а=02 мс2 (табл. 29 1).
Мощность электродвигателя определяем с учетом инерционных нагрузок по формуле
Мощность одного двигателя раздельного привода
По каталогу (прил. XXXIV 1) предварительно принимаем электродвигатель с фазным ротором МТF 211-6 мощностью N= 9 кВт n=915хв-1 (=95.77радс) Jp=00117кгс·м·с2 Mn.max=19.5кгс*м. Mн=9.59кгс*м Mс= (2.03* Мн. +1.1* Мн. )2=15.02кгс*м
Наиболее неблагоприятный случай разгона незагруженного крана будет тогда когда тележка находится в крайнем положении моста со стороны кабины (опора В). При таком положении тележки менее загруженными являются ходовые колеса левой опоры А (рис7).
При пуске приводов не должно происходить пробуксовки приводных колес опоры А по рельсам.
Нагрузки на ходовые колеса опор А и В:
Рис. 7. Схема к расчету нагрузок на ходовые колеса моста
Где GM=20000 кгс – вес моста;
GT=10000 кгс – вес тележки;
GK=2000 кгс – вес кабины с электрооборудованием.
Окончательно выбираем электродвигатель по пусковому моменту привода механизма передвижения опоры А:
Определим частоту вращения колеса:
Расчетное передаточное число редуктора
Расчетная мощность редуктора
По каталогу (приложение XLI XLVI 1) выбираем редуктор типа Ц2-250-24.90-3Ц
Фактическая частота вращения колеса
Фактическая скорость передвижения крана с номинальным грузом
Время пуска привода опоры А
Для обеспечения запаса сцепления (ксц=12) при пуске незагруженной крана ускорение его должно быть не более
где nnp – число приводных колес;
nк – общее число колес моста.
Приведенный к валу двигателя момент инерции масс приходящихся на опору А при незагруженном кране
Статический момент сопротивления передвижению опоры А при незагруженном кране
Поскольку опора В наиболее загружена то время разгона привода опоры В будет больше времени разгона привода опоры А. Время пуска и ускорения привода опоры В при
наиболее неблагоприятном его нагружении приведены в табл.3.
Расчеты показывают что при разной нагрузке ходовых колес опор А и В двигатели нагружаются неодинаково и разгоняться с различным ускорением что приводит к созданию перекосов и дополнительных сил трения реборд колес о рельсы.
4. Проверка двигателя на нагрев по эквивалентной нагрузке
Среднее время пуска опоры В
Среднее время рабочей операции передвижения тележки
где LP – средний рабочий путь крана LP=8 м (табл.17 1).
Отношение среднего времени пуска к среднему времени операции
По графику (рис. 45 1 кривая А) находим значение коэффициента а затем вычисляем кВт.
Для среднего режима работы эквивалентная мощность двигателя
5. Расчет тормозного момента и выбор тормоза
Для обеспечения запаса сцепления 12 колес с рельсами механизма передвижения опоры А при незагруженном кране и при нахождении тележки в крайнем положении около опоры В максимальное ускорение при торможении должно быть не более
В формуле принято kp=1 что идет в запас при определения аm.
Время торможения привода опоры А из условия максимально допустимого ускорения с.
Допускаемая величина тормозного пути (табл.31 1)
где Vкф=576 ммин – скорость передвижения крана
минимально допустимое время торможения
Статический момент приведенный к валу двигателя при торможении привода опоры А незагруженного крана
Принимаем колодочный тормоз с гидротолкателем типа ТТ-200 с наибольшим тормозным моментом 20 кгс·м диаметром тормозного 200 мм шириной колодки 100 мм; тип гидротолкателя ТЭГ-20 с тяговым усилием 20 кгс. Тормоз отрегулируем на необходимый тормозной момент.
6. Расчет ходовых колес
В качестве материала двухребордных колес с цилиндрическим ободом колес принимаем сталь 65Г с твердостью поверхности катания НВ 320 350 (ГОТС 1050-74). Ширина поверхности катания 100 мм. Для таких колес принимаем рельс КР70 со скругленной головкой R1=40 см.
Расчетная нагрузка на колесо
где γ – коэффициент учитывающий переменность нагрузки
k1 – коэффициент учитывающий режим работы механизма; для среднего режима k1=12 (табл. 34 1).
Значение местных напряжений смятения при точечном контакте

KRYK.cdw

Механизм передвижения тележки.cdw

Механизм подьема груза.cdw

Грузоподьемность 25т
Высота подьема груза 10м
Группа режима работы 4
Продолжительность включения 25%
Скорость подьема груза 10ммин
Электродвигатель механизма подьема
Редуктор механизма подьема
груза Ц2-500-24.90-4М
Тормоз механизма подьема

Передвижение крана.cdw

Механизм передвижения крана
с раздельным приводом
Редуктор Ц2-250-24.90-3Ц

СП- МЕХ ПЕРЕДВ ТЕЛЕЖ.cdw

СП- МЕХ Передв крана.CDW

СП- МЕХ ПОД ГРУЗА.CDW

СП-Крюк .cdw