Мостовой кран грузоподъемностью 20 тонн

Тормоз колодочный ТКГ 16.cdw

Техническая характеристика.
Тормозной момент Н м
Диаметр тормозного шкива мм
Номинальное напряжение В
Потребляемая мощность кВТ
Ход штока толкателя мм
Все размеры для справок
Смазать и нанести консервацию на подвижные сочленения.
Втулка дистанционная
Болт М8-6g x 16.56 ГОСТ 7805-70
Гайка М16-6H.04 ГОСТ 5915-70
Шайба 8 65Г ГОСТ 6402-70
Гидротолкатель ТЭ-50М
Технические требования.

Тележка грузовая разрез.cdw

до оси редуктора 450

Тележка грузовая.spw

Электродвигатель подъема
Редуктор передвижения
Тормоз механизма перемещения
Привод колеса перемещения

Механизм передвижения крана.spw

Механизм передвижения
Электродвигатель силовой
Кольцо дистанционное

Telega gruzovaya mostovogo krana.cdw

Высота подъема грузам
Группа режима работы
Продолжительность включения
Скорость подъема грузамс
Скорость передвижения тележкимс
Скорость вращения обмин
Тормозной момент Н м
Канат ЛК-Р 6Х19 (1+6+66) + 1 о.с. ГОСТ 2688-80 d=165
На виде слева маленький крюк не показан
Неуказанные предельные отклонения размеров
Запасовку каната в механизм подъема производить по схеме
Подшипниковые узлы тележки заполнить закладной смазкой
долгодействующей МПИ
Плоскости катания всех ходовых колес тележки должны лежать в
одной плосксти отклонения
Изготовление испытание и эксплуатацию тележки производить
согласно ТУ-24-9-437-16 "Краны мостовые электрические общего
назначения" правил устройства и безопасной эксплуатации
грузоподъемных кранов
Защитное заземление электрооборудования тележки произвести
согласно Правил устройства электрооборудования
Допуск радиального биения рабочей поверхности тормозного шкива
(после установки) относительно оси вращения 0.1мм
Защитные кожухи быстроходных валов условно не показанны
Окраску тележки производить согласно рекомендации ОНОТ
Сварку ограждения производить по контуру прилегания деталей по
ГОСТ 5264-69 при монтаже.
Технические требования
Техническая характеристика

Телега грузовая мостового крана.cdw

Высота подъема грузам
Группа режима работы
Продолжительность включения
Скорость подъема грузамс
Скорость передвижения тележкимс
Скорость вращения обмин
Тормозной момент Н м
Канат ЛК-Р 6Х19 (1+6+66) + 1 о.с. ГОСТ 2688-80 d=165
Неуказанные предельные отклонения размеров
Запасовку каната в механизм подъема производить по схеме
Подшипниковые узлы тележки заполнить закладной смазкой
долгодействующей МПИ
Плоскости катания всех ходовых колес тележки должны
лежать в одной плосксти отклонения
Изготовление испытание и эксплуатацию тележки
производить согласно ТУ-24-9-437-16 "Краны мостовые
электрические общего назначения" правил устройства и
безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов
Защитное заземление электрооборудования тележки произвести
согласно Правил устройства электрооборудования
Допуск радиального биения рабочей поверхности тормозного
шкива (после установки) относительно оси вращения 0.1мм
Защитные кожухи быстроходных валов условно не показанны
Окраску тележки производить согласно рекомендации ОНОТ
Сварку ограждения производить по контуру прилегания
деталей по ГОСТ 5264-69 при монтаже.
Технические требования
Техническая характеристика

Записка eu.docx

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Московский государственный
технический университет
“Грузоподъёмные машины”
Механизм подъёма груза
1 Выбор кинематической схемы механизма ..4
2 Выбор типа и кратности полиспаста 5
3. Выбор каната ..6
4 Выбор крюковой подвески 8
5 Определение основных размеров "Установки верхних блоков" 9
6 Расчёт оси верхних блоков 11
7 Расчёт подшипников верхних блоков 13
8 Расчет оси уравнительного блока 14
9 Расчет подшипников уравнительного блока 15
10 Расчет несущей балки верхних блоков 16
11 Определение параметров барабана 17
12 Выбор электродвигателя 21
13 Выбор редуктора 24
14 Определение тормозного момента и выбор тормоза 27
16 Крепление концов каната на барабане .32
17 Расчет оси барабана . . ..33
18 Выбор подшипников оси барабана 36
19 Расчет чистых болтов .. 38
Расчет механизма передвижения тележки
1. Выбор кинематической схемы .. .39
2. Определение статических нагрузок на ходовые колеса 41
3. Выбор ходовых колёс .42
4. Выбор колёсных установок 43
5. Выбор подтележечного рельса 44
6. Определение сопротивлений передвижению тележки .45
7. Выбор электродвигателя .47
8. Выбор редуктора 49
10 Определение тормозного момента и выбор тормоза 54
11. Проверочный расчёт 57
12. Расчёт ходовых колёс 59
13. Компоновка грузовой тележки 61
Расчет механизма передвижения крана
1. Выбор кинематической схемы . 63
2. Статическая нагрузка на ходовые колеса .64
3. Сопротивление передвижению крана ..66
4. Выбор электродвигателя 67
5. Выбор редуктора 69
7. Определение тормозного момента и выбор тормоза 74
8. Проверочный расчет .77
9. Расчет ходовых колес 80
Список литературы .82
Целью данной работы является проектирование тележки крана мостового типа в соответствии с техническим заданием.
Мостовые краны являются основным грузоподъёмным оборудованием производственных цехов закрытых и открытых складов.
В качестве грузозахватного органа кранов служат: крюки грейферы электромагниты захваты и другие специальные устройства.
Грузоподъёмность мостовых кранов достигает 500 тонн пролеты – 60 метров высота подъёма – 50 метров. Скорость передвижения моста 05-25мс передвижения тележки 01-1мс подъёма груза до 1мс.
Механизм подъёма груза крюкового крана включает однобарабанную лебедку со сдвоенным полиспастом и расположением барабана обычно поперек моста. Для вспомогательных операций ставят второй механизм подъёма. При креплении крюка на специальной траверсе на ней можно устанавливать механизм вращения крюка. Подъёмные лебёдки могут быть размещены на поворотной раме с приводными колёсами (вращающиеся тележки). При необходимости устранить качание грузов применяют жесткий подвес груза на подъёмной колонне с направляющими штангами.
Механизмы передвижения мостов выполняют с раздельным приводом для малых пролетов – с центральным приводом. При больших мощностях привода в кранах ответственного назначения предусматривают по два механизма передвижения на каждой половине моста.
Механизмы передвижения грузовых тележек аналогичны механизмам передвижения мостов. Ходовые колеса тележек выполняют двух- и одноребордными.
Механизм подъема груза
1 Выбор кинематической схемы механизма
При проектировании мостового крана общего назначения предпочтение можно отдать кинематической схеме механизма подъема груза в которой двигатель соединен с редуктором при помощи упругой втулочно-пальцевой муфты с промежуточным валом. Роль тормозного шкива выполняет одна из полумуфт. Отсутствуют открытые зубчатые передачи. Концы быстроходного и тихоходного валов редуктора выходят в одну сторону. Пример кинематической схемы механизма подъема груза показан на рис. 1.
Рис.1 Кинематическая схема механизма подъема.
На рис. 1а показана схема лебедки на рис. 1б- схема запасовки канатов. Механизм подъема груза в данном случае состоит из электродвигателя 1 соединительной муфты 2 с промежуточным валом 3 тормоза 4 редуктора 5 барабана 6 верхних блоков7 уравнительного блока 8 каната 9 и крюковой подвески 10.
2. Выбор типа и кратности полиспаста
Тип и кратность полиспаста выбирается на основании конструктивного анализа выбранной схемы механизма в зависимости от типа крана его грузоподъемности и условий работы [1 табл. 2.1стр.22].
Выбираем полиспаст сдвоенного типа с характером навивки каната на барабан через направляющие блоки кратностью m = 4
Вес номинального груза и крюковой подвески равен:
G=(mгр+mп)g=(20103+1016)98072041739Н где
mгрmп- масса номинального груза и вес крюковой подвески.
По таблице [1табл.2.2стр.24] находим п=096-к.п.д. полиспаста;
zк.б.=2- число ветвей каната навиваемых на барабан;
uп=4-кратность полиспаста [1табл.2.1стр.22 ]
Направляющие блоки в схеме отсутствуют поэтому н.бл=1
Максимальное статическое усилие Smax(Н) в канате определяем по формуле:
Smax=Gzк.блuппн.бл=2041739240961=2658502Н
Выбираем тип каната ЛК-Р6×19(1 + 6 +6+ 66) + 1 о.с. ГОСТ 2688-80 имеющий линейное касание проволок и разные диаметры проволок в верхнем слое пряди (т.к в условиях абразивного износа предпочтительнее канаты с меньшим числом проволок).
По таблице [1табл.2.3стр.24] находим зап=60-коэффициент запаса прочности каната назначаемый ГГТН (выбирается в зависимости от группы режима работы).
Вычисляем максимальное статическое усилие в канате на коэффициент запаса прочности:
SmaxКзап=265850260=15951015Н
Sразр-разрывное усилие каната в целом;
Smax- максимальное статическое усилие в канате
Из таблицы ГОСТа 2688-80 [1 прил.2стр.281] выбираем типоразмер каната.
Канат 225-Г-В-С-О-Н-1578 ГОСТ 2688-80 имеет параметры:
Sразр=251000Н- разрывное усилие каната в целом;
dк=225мм- диаметр каната;
Fк=18878мм2- расчётная площадь сечения всех проволок;
Назначение каната – грузовое;
Маркировка проволоки – высшая;
Маркировочная группа – 1578 Мпа;
Вид покрытия проволоки – оцинкованная для среднеагрессивных условий работы;
Сочетание направлений свивки элементов – одностороннее;
Способ свивки каната – нераскручивающийся;
Направление свивки каната – для одной половины полиспаста – правое для другой – левое.
Рис. 2 Канат двойной свивки типа ЛК-Р.
По условию Dбл≥dкe проверим перегиб каната на блоках подвески предварительно найдя:
e=30-коэффициент регламентируемый нормами ГГТН СССР и зависящий от типа машины и режима работы [1табл.2.4стр.25 ].
Dбл=Dбл.0+dк=710+225=7325мм где
Dбл.0-диаметр блока по дну канавки.
Dбл≥dкe(423≥413) следовательно условие проверки выполняется.
4. Выбор крюковой подвески
Крюковую подвеску для кранов общего назначения выбираем по ОСТ 24.191.08-81 в зависимости от грузоподъемности режима работы крана и диаметра каната.
Выбираем по номали ПО «Сибтяжмаш» крюковую подвеску с типоразмером 4–20–406 [1 прил.1стр.276]. Крюковая подвеска показана на рис.3. Данные приведены в табл.1.
Рис. 3 Подвеска крюковая крановая для Q = 20т
Основные параметры и размеры крюковой подвески Q = 20т
Тяжёлому режиму работы соответствует группа режима работы М6. Число блоков выбранной крюковой подвески соответствует числу блоков на кинематической схеме поэтому схема запасовки канатов в полиспасте сохраняется. Его передаточное число (кратность) равно 4.
5. Определение основных размеров «Установки верхних блоков»
Конструкция верхних блоков принята по типу конструкции разработанной ПО «Сибтяжмаш».
По формуле определим:
В первом приближении:
Dбл.0=Dбл-dк=675-225=6525мм
Значение Dбл.max не должно быть меньше чем:
Dбл.max=Dбл0+2h2=6525+236=7245мм где
h2- глубина канавки блока по ОСТ 24.191.05-72.
По ОСТ 24.191.05-72 [1 прил.3стр.287] находим ближайшее значение Dбл.max=750мм-диаметр блока максимальный
Dбл=D1+dк=678+225=7005мм
Д1=08Dбл=087005=5604мм- диаметр уравнительного блока
Рис. 4 Компонование верхних блоков механизма подъёма крана
По таблице [1табл.2.5стр.26] определяем размеры показанные на рис.4:
Длина верхних блоков:
l=Bнар-bc=364-130=234мм где
Bнар-расстояние между осями крайних наружных блоков выбранной крюковой подвески;
bc-расстояние между крайним наружным и соседним с ним блоками крюковой подвески.
Ширина верхних блоков:
B=175Dбл0=175678=11865мм
Высота верхних блоков:
H=125Dбл0=125678=8475мм
Высота оси основных блоков:
h=06Dбл0=06678=4068мм
Межосевое расстояние между основными и уравнительным блоками определим по формуле:
A=08Dбл0=08678=5424мм
Расстояние между осями крайних блоков определим по формуле:
l=Bнар-bc=364-130=234мм
Кроме того значение l должно быть в пределах:
(06 07)L=(06 07)390=234 273мм
6. Расчет оси верхних блоков
Блоки опираются на ось которая в свою очередь крепится в опорах (рис.5). Ось изготовлена из Стали 45 у которой-1=260МПа в=610МПа.
Рис. 5 Расчетная схема оси блоков
Находим силы действующие от двух верхних блоков:
P1=S1+S2=2Smax=22658502=7921196Н
P2=S3+S4=2Smax=22658502=7921196Н
Находим реакции опор:
Ra=7921196305+792119665370=7921196Н
Строим эпюру изгибающих моментов:
Ra65=792119665=51487774Н=51488кН
Rb65=792119665=51487774Н=51488кН
Находим минимальный диаметр оси:
d=3Мизг01п=35148801764106=0088м88мм
п=-1nK0 где n=17 - коэффициент запаса прочности
K0=2 - коэффициент зависящий от чистоты обработки и количества концентраторов напряжения.
Принимаем диаметр оси равным 90 мм.
7. Расчет подшипников верхних блоков
В блоке всегда устанавливают два подшипника. Расчет подшипников производим по статической нагрузке S.
Требуемая статическая грузоподъемность:
Qp =КбRA=127921196=950544Нгде
Кб =12- коэффициент условия работы(2 Т2.табл.V.1.67.)
По каталогу принимаем подшипник 318 по ГОСТ 8338-75 радиальный однорядный шариковый подшипник; d=90мм D=190мм В=43мм r=4мм С0=99000Н С=143000Н
8. Расчет оси уравнительного блока
Блок опираются на ось которая в свою очередь крепится в опорах (рис.6). Ось изготовлена из Стали 45 у которой-1=260МПа в=610МПа.
Рис. 6 Расчетная схема оси уравнительного блока
Ra=792119670140=2658502Н
Ra70=265850270=27724186Н=27724кН
d=3Мизг01п=32772401764106=0071м71мм
Принимаем диаметр оси равным 75 мм
9. Расчет подшипников уравнительного блока
Qp =КбRA=122658502=475272Нгде
По каталогу принимаем подшипник 315 по ГОСТ 8338-75 радиальный однорядный шариковый подшипник; d=75мм D=160мм В=37мм r=35мм С0=72500Н С=112000Н
10. Расчет несущей балки верхних блоков
Рис. 7 Расчетная схема двутавра
P2=S3+S4=4Smax=42658502=15842392Н
Ra=79211965424+140385+15842392140385448+5424+140385=1891265Н=189кНСтроим эпюру изгибающих моментов:
Ra0045=1890045=851кНм
Ra0045+0542-P10543=189(0045+0543)-7920543=68кНм
Выбираем двутавр №33 [7 т.1 табл. 43стр.154] изготавливаемый из стали 10ХСНД для которой:
Mmax=M2Wx=68597=114МПа309МПАа
11. Определение параметров барабана
На рис. 6 представлен вариант установки барабана предназначенного для сдвоенного полиспаста и показаны основные размеры. Данный вариант широко применяют когда в механизме отсутствует открытая зубчатая передача. Установка барабана в этом случае представляет собой сборочную единицу - барабан с внешней опорой. В качестве внутренней опоры оси барабана используют конец тихоходного вала редуктора имеющий точку для размещения подшипника.
Рис. 8 Барабан с внешней опорой
Примем диаметр барабана меньше чем диаметр блока на 15%.
Вычислим: 085dке =08522530= 5735 мм.
Так как увеличение диаметра барабана приводит к уменьшению его длины и повышению долговечности каната то округлять диаметр барабана необходимо в большую сторону.
Принимаем диаметр барабана Dб равным 630 мм.
Рабочая длина каната соответствующая одному нарезному участку:
Число рабочих витков определяем по формуле:
zp=Lк.р.Dб=483142063=22
Длина одного нарезного участка равна:
lн=t(zp+zнепр.+zкр.)где
t(110 123)dк=110225=2475мм- шаг нарезки.
zp=22- число рабочих витков для навивки половины полной рабочей длины каната;
zнепр.=15- число неприкосновенных витков;
zкр.=3 4=3- число витков для крепления конца каната.
lн=2475(22+15+3)=656мм
Значение hmin.б=3Dб=3630=1890мм
Длину гладкого среднего участка определим по соотношению:
Bнар.≤l0≤Bнар.+2hmin.б.tg[γ]где
hmin.б.=1500 мм- минимальное допустимое расстояние между осью блоков крюковой подвески и осью барабана.
Bнар.=260 мм-расстояние между осями крайних наружных блоков выбранной крюковой подвески.
0мм≤l0≤260+21500(tg6°)мм
Длина гладкого концевого участка равна:
lк=(4 5)dк=(4 5)225=90 1125мм
Длина барабана равна:
Lб=2lн+l0+2lк=2656+500+2110=2032мм
Обычно в краностроении отношение длины барабана к его диаметру рекомендуют в пределах от 15 до 4.
Приближенное значение толщины стенки барабана определяется по формуле:
Материал барабана – Сталь 35Л для него:
сж=117МПа - допускаемое напряжение;
tБ=0025м- расстояние между соседними витками каната.
=396060025117106=0013м
Уточним полученное значение для чего определим коэффициент влияния деформаций стенки барабана и каната:
Eк=88260МПа- модуль упругости каната;
Fк=18878мм2-площадь сечения всех проволок каната;
Eб=205900МПа- модуль упругости стенки барабана.
=1+882601061887810620590010600130025-05=0895
Так как LDб0≥2 и LDб0dкDб0=203260752256075=0124 то допускаемое напряжение смятия необходимо понизить:
Тогда сж=117-11762100=110МПа
С учетом уточнений толщина цилиндрической стенки барабана равна:
=1070895396060025110106=0013м
Из условия технологии изготовления литых барабанов толщина стенки должна быть не менее:
л=0001Dб0+0003=00106075+0003=00091м
Учитывая что стенка барабана в процессе эксплуатации изнашивается принимаем =20мм.
Скорость каната навиваемого на барабан:
VK=uпVгр= 4 78 =312ммин
где Vгр= 78 ммин – скорость подъёма груза.
Частота вращения барабана:
nБ=1000VKDБ=1000312314630=16обмин.
12. Выбор электродвигателя
Определяем максимальную статическую мощность:
максимальная статическая мощность Nст.max(кВт) которую должен иметь механизм в период установившегося движения при подъёме номинального груза равна:
G=3042кН-вес номинального груза и крюковой подвески;
=013мс- скорость подъёма груза;
пр=080 085=085- предварительное значение к.п.д. механизма.
Nст.max=3042013085=46525кВт
Выбираем серию MTH- асинхронный двигатель переменного тока с фазным ротором в закрытом обдуваемом исполнении рассчитанный для работы при повышенной температуре окружающей среды(+40С°).
ПВ=40% т.к. режим работы тяжёлый 5М.
Nдв=kNст.max=(07 08)46525=326 372кВт
Для рассчитанной мощности выбираем двигатель типа MTH 512-8 показанный на рис.7 имеющий параметры которые приведены в табл. 2 и 3.
Рис. 9 Электродвигатель MTН с фазным ротором на лапках
Основные технические данные электродвигателя MTН 512-8
Мощность на валу кВт (ПВ=40%)
Основные параметры и размеры электродвигателя MTН 512 мм.
Расчетная формула для определения мощности электродвигателя по условиям теплового режима имеет вид:
N≥KэквKзэквоKНNстKрKoэкв.б-Kд(эквб-экв)=07100760250251465250951081-125081-076=35кВт
где все значения коэффициентов выбираются по литературному источнику [2 Т1 стр. 236.].
где экв.б и экв = 081 и 076 соответственно — эквивалентный базовый и эквивалентный КПД зависящие от вида электропривода;
kн = 1 — коэффициент учитывающий изменение потерь холостого хода от фактического питающего напряжения;
kЭ = 079 — коэффициент учитывающий степень загрузки электродвигателя (2 Т1 табл. II. 1.8);
k0 = 1— коэффициент характеризующий изменение потерь холостого хода в зависимости от ПВД;
kp = 095 — коэффициент учитывающий увеличение потерь на регулировочных характеристиках для систем с параметрическим управлением;
kд = 125 — коэффициент учитывающий влияние динамических потерь энергии на нагрев двигателя (2 Т1 табл. II. 1.7).
По условию нагрева выбранный электродвигатель подходит.
Расчетная формула проверки двигателя по условиям обеспечения пуска имеет вид:
Mmax≥Kзм(MCTmax+MД)=Kзм(9550Nстфnдв+JnдвVгрфj)==125(955046525725+1277257806)=855Нм
Kз м = 125 – коэффициент запаса по моменту;
МСТтах – максимально возможный момент статической нагрузки приведенный к валу двигателя Нм;
МД – динамический момент определяемый из условий обеспечения заданного ускорения Нм;
пдв = 725 обмин - частота вращения выбранного двигателя;
NСТФ=46525кВт– фактическая статическая мощность электродвигателя при подъеме номинального груза с фактической скоростью VгрФ кВт;
J=127 кгм2– суммарный момент инерции ротора электродвигателя соединительных муфт массы груза;
j=06 мс2 – допустимое ускорение при пуске механизма подъема для данного типа крана.
По условию пуска выбранный электродвигатель подходит.
13. Выбор редуктора.
Выбор типоразмера редуктора производится по каталогу. При этом должны быть проверены условия касающиеся прочности долговечности и кинематики редуктора.
Первое условие – расчётный эквивалентный момент на тихоходном валу редуктора Tр.э. не должен превышать номинальный крутящий момент на тихоходном валу Tр.н. по паспорту редуктора:
Эквивалентный момент равен:
Tр.э.=kдTр=05214768=107384Нм
Коэффициент долговечности kдравен:
kд=kQkt=066917=114где
kQ=3k=303=0669- коэффициент переменности нагрузки;
k=03- коэффициент нагружения;
kt=3zpz0=3576000000125000000=17- коэффициент срока службы;
zp=zтuт=1152000005=576000000 - суммарное число циклов контактных напряжений зуба шестерни тихоходной ступени редуктора;
zт=60nтtмаш=606003200=115200000- число циклов нагружения на тихоходном валу редуктора;
z0=125106- базовое число циклов контактных напряжений ;
Т.к. kд=114 т.к. значение выходит за пределы диапазона 05 10 то мы его принимаем равным ближайшему граничному значению этого диапазона т.е. kд=05.
Расчётный крутящий момент на тихоходном валу редуктора при подъёме номинального груза равен:
Mном=9550Nдвnдв=955037725=4874Нм;
Uред=nдвnб=725158=459;
ред=096- к.п.д. реду ктора.
Tр=4874459096=214768Нм
По найденному значению передаточного числа и эквивалентного момента выбираем цилиндрический 2-х ступенчатый редуктор типа Ц2-750 показанный на рис.8. Данные приведены в табл. 4 и 5.
Рис.10 Редуктор цилиндрический 2-х ступенчатый типа Ц2-750
Основные технические данные редуктора Ц2-750
Типоразмер редуктора
Межосевое расстояние мм
Номинальное передаточное число
Ном. крутящий момент на тих. валу Нм
Основные параметры и размеры редуктора Ц2-750 мм.
Согласно условию Tр.э.≤Tр.н. 107384≤20600 25800 редуктор выбран верно.
Погрешность выбора редуктора равна:
Δ=uрф-uрuрф100%=50-45950100%=82%15%
Фактическая частота вращения барабана:
nбф=nдвi=72550=145 обмин
Фактическая скорость каната:
Vкф =Dбnбф=3140630145=287 обмин
Фактическая скорость подъёма груза:
Vгрф=Vkфuр=2874=72 ммин
Определим фактический к.п.д. механизма:
14. Определение тормозного момента и выбор тормоза.
Расчётный тормозной момент определяется по формуле:
kт=20- коэффициент запаса торможения зависящий от режима работы [1 табл. 2.6стр.33];
Тст.т- статический крутящий момент при торможении создаваемый весом номинального груза на валу на котором устанавливается тормоз (Нм):
Тст.т=GDбmax2uмехгде
G – вес номинального груза и крюковой подвески кН.
Определим максимальное значение к.п.д. механизма max:
п=096- к.п.д полиспаста выбираемый в зависимости от кратности полиспаста [1 табл. 2.2стр.24]
'р=097- т.к. редуктор цилиндрический 2-х ступенчатый.
Статический крутящий момент при торможении равен:
Тст.т=2041739063009221836=4801Нм
Расчётный тормозной момент равен:
По каталогу выбираем тормоз типа ТКГ-400 (рис.9) отрегулировав его на необходимый тормозной момент. Данные приведены в табл.5 и 6.
Рис. 11 Колодочный тормоз ТКГ с приводом от электрогидравлического толкателя.
Основные технические данные тормоза ТКГ
Основные параметры и размеры тормоза ТКГ-400 мм.
Момент сил инерции при торможении опускаемого груза равен:
MИ=Тф-Тт.р.=1500-9602=5398 Нм.
Время торможения при спуске груза определяется по формуле:
tT=JTuпiмехVгр60rбМИ с
где jТ=j – суммарный момент инерции ротора электродвигателя соединительных муфт массы груза кгм2 ;rб – радиус барабана измеренный по оси сечения каната м; Vср – скорость опускания груза мс.
J=Qгр+QПrб0miмex2+Jмуф+Jдв=3101603152084502+48+127=613 кгм2
tT=613450726003155398=09 с.
Время торможения при подъёме груза:
tT=JTuпiмеxVгр60rбМТ+МСТ=61345072600315(9602+4801)=03 с.
Муфты используют для постоянного соединения соосных валов с одновременной компенсацией их незначительных угловых и радиальных смещений и иногда – с улучшением динамических характеристик привода.
Муфты выбираются в зависимости от передаваемого вращающего момента и условий работы по формуле:
Mрасч.- расчётный вращающий момент;
k- коэффициент запаса прочности;
Mн- действующий вращающий момент;
[Мк]- допускаемый (табличный) вращающий момент который способна передать муфта.
Коэффициент запаса прочности равен:
k1=13- коэффициент учитывающий степень ответственности соединения [2 табл. V2.36];
k2=12- коэффициент режима работы [2 табл. V2.36];
k3=1- коэффициент углового смещения [2 табл. V2.36].
Номинальный момент электродвигателя равен:
Мном.=9550Nдв.nдв=955037725=4874Нм
Тогда расчётный вращающий момент равен:
Mрасч.=kMн=1564874=7603Нм
Подбираем муфту упругую втулочно-пальцевую с тормозным шкивом который соответствует по диаметру выбранному тормозу соединяющую электродвигатель с редуктором. Данные приведены в табл. 7.
МУВП способные компенсировать незначительные погрешности взаимного расположения соединяемых валов и смягчить динамические нагрузки широко ис
пользуется в местах установки тормозов.
Основные технические данные втулочно-пальцевой муфты с тормозным шкивом.
Номинальный вращающий момент Mk Hм
Тормозной момент Мт Нм
16 Крепление концов каната на барабане
По Правилам Ростехтехнадзора канаты к барабану должны крепиться надежным способом допускающим возможность замены каната. В случае применения прижимных планок количество их должно быть не менее двух. Длина свободного конца каната от последнего зажима на барабане должна быть не менее двух диаметров каната. Изгиб свободного конца каната под прижимной планкой или на расстоянии от пленки составляющем менее трёх диаметров каната не разрешается. Вариант крепления каната планками к барабану шпильками изображен на рис.
Рис.12 Крепление каната на барабане.
Охват барабана 15 разгружающими витками каната соответствует углу = 3 в связи с чем при минимальном коэффициенте трения между канатом барабаном и накладкой усилие SH в канате под накладками равно:
SH=Smaxe01-3Smax25=396125=158кH
Усилие прижатия накладок определяем по формуле:
PH=085SHφ=08515804=336kH где
= 035 040 – коэффициент сопротивления каната при зажиме накладками.
Внутренний диаметр резьбы шпильки равен:
d=4PH knшТ=4336253142360103=00122м=122мм
где nш=2 – число болтов; Т=360 МПа – предел текучести стали 45;
k≥25- коэффициент запаса прочности.
Минимальный внутренний диаметр резьбы шпилек для каната dk = 225мм равен 14мм. Поэтому принимаем d = 14мм исходя из этого принимаем М18.
17 Расчёт оси барабана
Барабан закрепляем на сплошных осях опирающихся на сферические подшипники качения что компенсирует смещение и перекосы вызываемые неточностью изготовления и монтажа а так же деформациями металлоконструкции.
Т.к. проектируется кран общего назначения грузоподъемностью до 50 т то необходимо использовать соединение редуктора с барабаном. Во вращение барабан приводится с помощью встроенной зубчатой муфты. В этом случае левый подшипник располагается внутри полости выполненной на конце тихоходного вала редуктора а правый подшипник устанавливается в подшипниковом корпусе закрепленном на раме тележки. Зубчатый венец представляющий одно целое с валом редуктора и зубчатая ступица барабана имеющая внутренние зубья образуют встроенную в барабан зубчатую муфту. Зубчатая ступица соединяется с обечайкой барабана «чистыми болтами». При этом соединении левый подшипник выполняет лишь роль сферической опоры («плавающая» опора) т.к. при вращении барабана оба его конца вращаются с одинаковой угловой скоростью и этот подшипник выбирается по статической нагрузке.
Ось барабана изготавливается из стали 45 (ГОСТ 1050-88) и она испытывает напряжение изгиба от действия усилий двух ветвей каната при сдвоенном полиспасте а также от собственного веса барабана.
Рис.13 Схема нагружения оси барабана.
Принимаем a= 150 мм b = 250 мм l = 2032 мм.
Определяем реакции в опорах:
RC=RД=2Smax2=39605 кН.
МА=-RC015-RД1782+RВ2032=0RB=37656кН
МВ=-RА2032+RС1882+RД025=0 RА=41554 кН
MС=RАа=41554015=6233кНм
MД=RВb=37656025=9414кНм
Для оси барабана выбираем сталь 45.
Диаметр оси под ступицей в зависимости от изгибающего момента определяем по формуле :d=3Mmax0.1
- допускаемое напряжение
где Т = 360 МПа – предел текучести для стали 45;
к=15 – коэффициент запаса прочности.
d=394140.1240=00732м=732мм
Допускаемое напряжение :-1=-1k0n где
k0=2- коэффициент учитывающий конструкцию детали;
n=16 – допускаемый коэффициент запаса прочности.
Диаметр под ступицу:
dc=3МD01=39414018125106=0105мм
Принимаем d = 105мм.
dц=3МС01=36233018125106=0092мм
Общее число нагружения оси [3стр.24]:
T=14460- число часов работы детали;
an=20 – расчётное число подъемов в год;
aн=1 – число нагружений за подъём;
Коэффициент приведения к расчётному числу нагружений φпр:
kп= 02 – коэффициент использования крана при работе с грузом;
ku=05 – коэффициент использования крана при работе с грузом;
kk=1 – поправочный коэффициент.
Расчётное число нагрузки оси:
zp=z0φпр=28920001=28920
Предел выносливости соответствует расчётному числу нагружений
zb=5106- базовое число циклов;
m=9 – показатель степени усталостной кривой.
'-1=-1mzbzp=2609510628920=4609МПа
д=Мизг01d3=9414010085=1107МПа
18 Выбор подшипников оси барабана
Учитывая возможную неточность монтажа на оси барабана располагаем радиальные сферические двухрядные шарикоподшипники.
Подшипник опоры А вставляем в выточку тихоходного вала редуктора имеющую следующие размеры: диаметр наружного кольца подшипника и его ширину. Подшипники устанавливаемые в опорах А и В работают в разных условиях. Расчет подшипника в опоре А производят по статической нагрузке равной RA . Подшипник в опоре В производят по динамической нагрузке.
Выбор производим по статической грузоподъемности из условия что
где С0 – статическая грузоподъемность подшипника указанная в справочнике
Pстатич А = x0 RА = 141554=41554 Н
где х0 = 1 – коэффициент радиальной статической нагрузки для шариковых подшипников.
Выберем радиальный сферический двухрядный шарикоподшипник
ГОСТ 28428-90 №1615 с параметрами:
С0 = 56000 Н – статическая грузоподъёмность;
Dподш = 160 мм – внешний диаметр подшипника;
dподш =75 мм – внутренний диаметр подшипника;
Вподш=55 мм –ширина подшипника.
Выбор производим по динамической грузоподъемности из условия что
где С – динамическая грузоподъемность подшипника указанная в справочнике.
Найдем эквивалентную нагрузку:
Pв=x v RД kt k =1139605 125 12=59408 Н
где х – коэффициент радиальной нагрузки для шариковых подшипников х=1;
v- коэффициент вращения для случая когда вращается внутреннее кольцо v=1;
kt =125 – температурный коэффициент;
k =12 – коэффициент безопасности;
где n=16 обмин - число оборотов барабана
Ln – ресурс подшипника Ln=8000 ч.
CВ=59408360168000106=117210Н
Выберем радиальный сферический двухрядный шарикоподшипник ГОСТ 28428-90 №1615 с параметрами:
С= 122000 Н – динамическая грузоподъёмность;
dподш = 75 мм – внутренний диаметр подшипника;
Вподш= 55 мм –ширина подшипника.
С целью унификации для опоры А выбираем тот же подшипник что и для опоры В.
19 Расчет чистых болтов
Барабан крепится к зубчатой полумуфте с помощью болтов поставленных в отверстие без зазора. В этом случаи расчет болтов ведется на срез. Напряжения среза определяем по формуле:
Рокр=2SmaxDбDокр=239605986301000=499035Н
Допускаемые напряжения среза болта:
к1=13- коэффициент безопасности;
к2=11- коэффициент нагрузки.
Задавая число болтов mб=6
d=4Pокрmб[]=44990353146151106=00084м=84мм
Принимаем диаметр болта d = 10мм
см=Рокрdbсмmб=4990350015002=50МПа
Для стали 45 см=280МПа.
Механизм передвижения тележки
В самоходных тележках механизм передвижения имеет обычно две схемы которые в настоящее время широко применяются.
В первой схеме (рис. 14) вертикальные редукторы типа ВК и ВКУ-М закрепляемые на вертикальной плите располагаются посередине между приводными ходовыми колесами. Во второй схеме вертикальные навесные редукторы типа ЦЗВК и ЦЗВКФ располагаются сбоку от приводного ходового колеса. Берем за основу механизма передвижения тележки первую схему.
Рис. 14 Кинематическая схема механизма передвижения тележки.
Механизм передвижения тележки в данном случае состоит из:
– Электродвигатель 2- Тормоз 3 - Редуктор 4 – Муфта 5 – Ходовое колесо
Число ходовых колёс тележки зависит от грузоподъёмности. При грузоподъёмности до 160 т. предварительно можно принять четыре колеса т.к. грузоподъёмность крана 20 т.
Предварительно расположим редуктор между приводными ходовыми колёсами.
При этом обе половины трансмиссионного вала закручиваются под нагрузкой на одинаковый угол что способствует одновременному началу движения колёс и ликвидации перекосов.
Для удобства обслуживания тормозов их располагают на вторых концах валов двигателей.
Ходовые колеса соединенные с приводом являются приводными а остальные колеса – холостыми.
2 Определение статических нагрузок на ходовые колёса
Максимальную (в гружёном состоянии) и минимальную (в порожнем состоянии) статические нагрузки на ходовые колёса тележки (Рст.max и Рст.min) следует определять с учётом коэффициента неравномерности нагружения колёс:
- в гружёном состоянии умножать на 11
- в порожнем состоянии – на 09
Вес номинального груза равен:
Gгр=mгрg=301039807=2942кН
Вес тележки определим по соотношению:
Gт=(04 05)Gгр=(04 05)2942=11768кН 1471кН
С учётом коэффициента неравномерности нагружения колёс максимальная статическая нагрузка на одно колесо будет равна:
Рст.max=(Gгр+Gт)114=(2942+1471)114=1214кН
Минимальная статическая нагрузка на одно колесо будет равна:
Рст.min=Gт094=1471094=331кН
3 Выбор ходовых колёс
Ходовые колёса выбираем по ОСТ 24.090.44 – 82 и соответствующий типоразмер рельса.
По таблице 2.11 [1стр.39] выбираем диаметр ходовых колёс исходя из диапазона допускаемых нагрузок.
Зная максимальную статическую нагрузку на одно колесо вычисленную ранее можно выбрать колесо по условию:
где [Ркmax] - максимальная статическая нагрузка на колесо.
Выбираем колесо диаметром D=400мм [Ркmax]=200кН
4 Выбор колёсных установок
Конструкции и параметры унифицированных колёсных установок выбираем по ОСТ 24.090.09-75.
По диаметру колеса выбираем стандартные колёсные установки [1 Приложение 8стр.307]:
- приводную колёсную установку К2РП-400 исполнения 1(один конец вала со шпонкой).
- неприводную К2РН-400 имеющие параметры:
D=400мм- диаметр колеса;
d=80мм- диаметр конца вала;
dц=95мм- диаметр цапфы;
В=80мм- ширина дорожки катания;
mк.ц.пр.=16572кг- масса приводной установки;
mк.ц.непр.=15667кг- масса неприводной установки;
zреб.=2- число реборд;
Форма поверхности катания – цилиндрическая;
Тип подшипника – роликовый радиальный сферический двухрядный с симметричными роликами.
5 Выбор подтележечного рельса
В качестве подтележечного рельса выберем по таблице 2.11[1стр.39] рельс с выпуклой головкой КР-60 ГОСТ 4121-76.
В выбранном рельсе необходимо проверить соотношение ширины дорожки катания колеса В и номинальной ширины головки рельса b.
В должно быть больше b на значение указанное в таблице 2.12 [1стр.40]на 15 20 мм.
Проверим соотношение:
В-b=80-60=20мм что не меньше нормы.
Параметры рельса КР-60:
r=350мм- радиус головки;
bосн.=105мм- ширина основания рельса;
y1=483см- расстояние от основания до нейтральной оси;
F=5099см2- площадь поперечного сечения;
mпог.=4003кг- масса одного погонного метра.
6 Определение сопротивлений передвижению тележки
Полное сопротивление W(кН) передвижению тележки в период разгона приведённое к ободу колеса включает в себя следующие составляющие:
W=Wтр+Wу+Wин+Wгибгде
Wтр- сопротивление создаваемое силами трения;
Wу- сопротивление создаваемое уклоном подтележечного пути;
Wин- сопротивление создаваемое инерцией вращающихся и поступательно движущихся масс тележки;
Wгиб- сопротивление создаваемое раскачиванием груза на гибкой подвеске.
Определяем сопротивление создаваемое силами трения:
Из таблицы 2.13[1стр.40] возьмём значение =06мм- коэффициент трения качения колеса по рельсу.
Из таблицы 2.14 [1стр.40] возьмём значение f=0015- приведённый коэффициент трения скольжения в подшипниках колёс.
Из таблицы 2.15 [1стр.41] при гибком токоподводе тележки kдоп=2- коэффициент дополнительных сопротивлений определяемый в основном трением реборд о головку рельса и трением элементов токосъёмного устройства.
Для тележек имеющих ходовые колёса с ребордами сопротивления создаваемые силами трения Wтр(кН) определяем по формуле: Wтр=(Gт+Gгр)2+fdцDkдоп где
Gгр- вес номинального груза.
Wтр=(1471+2942)206+0015954002=579кН
Определяем сопротивление Wу(кН) создаваемое уклоном по формуле:
α=0002- уклон рельсового пути;
Wу=0002(1471+2942)=0833кН
Определяем сопротивление Wин(кН) создаваемое силами инерции по формуле:
- коэффициент учитывающий инерцию вращающихся частей механизма (при скорости передвижения меньше 1мс можно принимать =125);
Масса тележки равна 15 т. Из этого значения необходимо вычесть массу крюковой подвески совершающей вместе с грузом сложное колебательное движение.
Тогда масса поступательно движущегося объекта будет равна:
Ускорение при разгоне aмс2предварительно примем равным:
a=01- допускаемое ускорение принимаемое по таблице 2.16 [1стр.41].
Найдём сопротивление Wин:
Wин=12513984005=0874кН
Определяем сопротивление Wгиб создаваемое раскачиванием груза на гибкой подвеске по формуле:
Wгиб=(mгр+mподв.)a=(30+1016)005=155кН
Полное сопротивление передвижению тележки W будет равно:
W=579+0883+0874+155=91кН
7 Выбор электродвигателя
Двигатель механизма передвижения обычно выбирается серии МТКF МТН таким образом чтобы отсутствовала пробуксовка ведущих колес незагруженной тележки а коэффициент запаса сцепления должен быть не менее 12.
Мощность двигателя NCT кВт равна
NCT=WCTVTпр.п.ср.=9106709155=437кВт
где WCT- сопротивление передвижению;
VT = 067 мс – заданная скорость грузовой тележки;
п.ср.=155- кратность среднепускового момента двигателя по отношению к номинальному принимаемая по таблице 2.17 [1стр.42];
пр.=09 – предварительное значение к.п.д. механизма.
Для рассчитанной мощности NСТ по каталогу выбираем двигатель типа MTН 112-6 (рис.15) с учетом заданной группы режима работы М6 (а значит и соответствующей относительной продолжительности включения ПВ = 40%). Данные приведены в табл. 8 и 9 .
Рис. 15 Электродвигатель MTН с фазным ротором на лапках
Основные технические данные электродвигателя MTН 112-6
Основные параметры и размеры электродвигателя MTН 112 мм.
Определяем частоту вращения колес по формуле:
nхк=VTDK=0676031404=33обмин
Передаточное число редуктора:
iред=nдвnхк=91033=276
По найденному значению передаточного числа выбираем цилиндрический 3-х ступенчатый редуктор типа ВК–475 (рис. 16). Данные приведены в табл. 10 и 11 .
Рис.16. Редуктор вертикальный цилиндрический 3-х ступенчатый
Основные технические данные редуктора ВК-475
Основные параметры и размеры редуктора ВК-475 мм.
Так как расчетная величина передаточного числа редуктора не совпадает с передаточным числом фактического редуктора то фактическая частота вращения ходового колеса равна:
nХКФ=nдвiредФ=91028=325обмин
Фактическая скорость передвижения грузовой тележки равна:
VТФ=DKnХКФ=31404325=41ммин
Погрешность выбора скорости передвижения тележки:
ΔVT=VT-VТФVT100%=41-40241100%=2%
Погрешность выбора скорости передвижения тележки не превышает допустимых 15%.
При пуске электродвигателя максимальное допустимое ускорение ненагруженной тележки при котором обеспечивается заданный запас сцепления ходового колеса с рельсом без пробуксовки равно:
jmax=nпрnкφ12+fdDк-2+fdKpDкg==2401212+0015009504-200005+001500951104981=044мс2
где ппр = 2 – число приводных колес грузовой тележки;
пк = 4 – общее число колес грузовой тележки;
φ = 012 – коэффициент сцепления ходовых колес с рельсом;
g – ускорение свободного падения м с .
Время пуска при максимальном ускорении:
tп=VTфjmax=041044=1c
Полученное время пуска не превышает допускаемую величину 5-8с.
Момент сопротивления при передвижении грузовой тележки без груза:
MCT=981QTDKfd+2KpDK2iредФ0==981150000400150095+200005110422808=88Hм
Необходимый средний пусковой момент электродвигателя:
Mср.пуск=MCT+Mин1+Мин2=МСТ+12Jдвnдв955tn+QTDK2nдв382tniредФ20==88+1200679109551+15000042910382128208=1077Hм
Фактический средний пусковой момент электродвигателя равен:
Mср.пуск=Mmax+11Mном2 Нм
где Mmax – максимальный момент электродвигателя Нм
Mном=9550Nдвnдв=955045910=472Hм
Mср.пуск=118+114722=85Hм
Мном.=9550Nдв.nдв=955045910=472Нм
Mрасч.=kMн=156472=737Нм
Подбираем первую муфту упругую втулочно-пальцевую с тормозным шкивом который соответствует по диаметру выбранному тормозу соединяющую электродвигатель с редуктором. Данные приведены в табл. 12.
МУВП способные компенсировать незначительные погрешности взаимного расположения соединяемых валов и смягчить динамические нагрузки широко используется в местах установки тормозов.
Подбираем вторую зубчатую муфту МЗ-2500 соединяющую ходовое колесо с редуктором. Данные приведены в табл. 13.
Расчётный вращающий момент равен:
Mрасч.=Мрасч.iред=736828=2063Нм
Параметры зубчатого соединения
10. Определение тормозного момента и выбор тормоза
Расчетный тормозной момент Тт.р.мех. при работе крана в закрытом помещении определяют при движении без груза под уклон в предположении что реборды колёс не задевают за головки рельсов:
Тт.р.мех.=Ту0+Тин0-Ттр0
где Ту0Тин0Ттр0- моменты Нм создаваемые уклоном инерцией и силами трения и приведенные к валу на котором установлен тормоз:
где rк- радиус ходового колеса м;
к-т- к.п.д. механизма на участке кинематической цепи "приводное колесо-тормоз";
Wy0Wин0Wтр0- сопротивления передвижению тележки без груза создаваемые уклоном инерцией и трением соответственно Н.
где α=0002- уклон рельсового пути для тележки.
Wy0=αGт=00021471=0295кН
где =125- коэффициент учитывающий инерцию вращающихся частей механизма (при скорости передвижения меньше 1 мc);
mт=15т- масса тележки;
а=(05 10)а=0501=005мс2- ускорение при разгоне.
Wин0=12515005=0938кН
где Gт- вес тележки кН;
=06мм - коэффициент трения качения колеса по рельсу таблица 2.13[1стр.40];
f=0015 - приведённый коэффициент трения скольжения в подшипниках колёс таблица 2.14 [1стр.40];
dц- диаметр цапфы вала колеса мм;
kдоп=1- коэффициент дополнительных сопротивлений определяемый в основном трением реборд о головку рельса и трением элементов токосъёмного устройства таблицы 2.15 [1стр.41] при гибком токоподводе тележки;
D-диаметр колеса мм.
Wтр0=1471(206+001595)1400=0965кН
Ту0=02951030209228=1939Нм
Тин0=09381030209228=6164Нм
Ттр0=09651030228092=7492Нм
Расчётный тормозной момент механизма равен:
Тт.р.мех.=1939+6164-7492=0611Нм
Расчетный тормозной момент тормоза равен:
Тт.р.=Тт.р.мех.=0611Нм т.к. тормоз в механизме один.
По каталогу выбираем тормоз типа ТКГ-160 (рис.17) отрегулировав его на необходимый тормозной момент т.к. электрогидравлический толкатель являющийся приводом тормоза служит одновременно своеобразным демпфером снижая динамику замыкания тормоза. Это благоприятно скажется на сцеплении колёс тележки с рельсами при торможении. Данные приведены в табл.14 и 15.
Рис. 17. Колодочный тормоз ТКГ с приводом от электрогидравлического толкателя.
Основные параметры и размеры тормоза ТКГ-160 мм.
11. Проверочный расчёт
Теперь когда известны все элементы механизма подъема груза и механизма передвижения тележки подсчитаем необходимый пусковой момент двигателя фактические время пуска и коэффициент запаса сцепления.
Определяем фактический средний пусковой момент электродвигателя:
Mср.пускФ=Mmax+11Mном2=118+114722=85Hм
Фактическое время пуска:
tnФ=1Mср.пускФ-MCT12Jдвnдв955+QTDK2nдв382iредФ20==185-88120067910955+15000042910382282085=12с
Фактический запас сцепления при пуске:
Ксц=φVТФtпФg+2+fdKpDKnкnпр-fdDк≥Ксц=12
Ксц=01204112981+200005+0015009510442-0015009504=15Ксц=12
Необходимый запас сцепления обеспечен.
Ранее мы рассматривали наиболее опасный случай сцепления ходовых колес с рельсом когда грузовая тележка передвигается без груза. Теперь проверим движение грузовой тележки с номинальным грузом.
Момент сопротивления при передвижении грузовой тележки с номинальным грузом:
MCT=981(Q+QT)DKfd+2KpDK2iредФ0==981(30000+15000)0400150095+200005104228085=225Hм
Фактическое время пуска тележки с номинальным грузом:
tnФ=1Mср.пускФ-MCT12Jдвnдв955+Q+QTDK2nдв382iредФ20==185-225120067910955+(30000+15000)042910382282085=42с
Фактический запас сцепления при пуске с номинальным грузом:
Ксц=01204142981+200005+0015009510442-0015009504=42Ксц=12
Для предотвращения буксования ведущих ходовых колес по рельсам в процессе пуска следует провести проверку выбранного электродвигателя (с учетом момента инерции соединительной муфты) по создаваемому им ускорению. С этой целью определяют фактическое время пуска tПФ и по уравнению равномерно ускоренного движения - фактическое ускорение при движении тележки как с грузом так и без груза.
Фактическое ускорение тележки без груза:
J=VномФtпФ=04112=035мс2
Фактическое ускорение тележки с грузом:
J=VномФtпФ=04142=01мс2
Меньшие ускорения при пуске требуют меньшего момента электродвигателя и соответствующего снижения динамических нагрузок механизма передвижения и металлоконструкции крана. С уменьшением ускорений уменьшается также амплитуда раскачивания груза на гибком грузовом элементе (канате) что приводит к упрощению технологических операций.
Для нормальной работы механизма передвижения фактическое ускорение не должно превышать допускаемого значения ускорения jmax мс2:
j = 01 jmax = 044 - условие выполняется.
12. Расчёт ходовых колёс
Расчёт ходовых колёс производится на контактное смятие. В качестве подтележечных рельсов можно использовать рельсы с выпуклой головкой типа КР. Крановые рельсы типа КР имеют стенку повышенной толщины и более широкую опорную поверхность по сравнению с железнодорожными рельсами. Диаметру колеса 400 мм соответствует типоразмер рельса с выпуклой головкой КР60 ГОСТ 4121 – 76.
Так как в нашем случае головка рельса закруглённая то контакт колеса с рельсом точечный и напряжение смятия будет определяться по формуле:
где K = 0107 – коэффициент зависящий от отношения радиуса закругления
головки рельса r к диаметру поверхности катания колеса D принимаемый по рекомендациям при отношении rD [2 т.2 табл. V.2.48.];
Kf = 105 – коэффициент учитывающий влияние тангенциальной нагрузки (силы трения) на напряжение в контакте принимаемый в зависимости от условий работы крана и скорости его передвижения [2 т.2 табл. V.2.49.];
KД – коэффициент динамичности пары колесо – рельс:
V = 067 мс – номинальная скорость передвижения тележки;
а = 015 – коэффициент зависящий от жесткости кранового пути [2 т.2 табл. V.2.50.];
D = 40см – диаметр поверхности катания ходового колеса.
=750001071053111236402=3705(МПа)≤N
[]N – допускаемое напряжение при приведенном числе оборотов N за срок службы:
где []0 = 610 МПа – допускаемое напряжение для кованых и штампованных колёс при N104 [2 т.2 табл. V.2.51.];
N- приведенное число оборотов колеса за срок службы:
где Nс — полное число оборотов колеса за срок службы определяемое по формуле
D =40 см — диаметр колеса;
Vс — усредненная скорость передвижения колеса мс:
= 07 — коэффициент зависящий от отношения времени неустановившегося движения tн (суммарного времени разгона и торможения) к полному времени передвижения t [2 т.2 табл. V.2.52]
V — номинальная скорость передвижения мс;
Tмаш = 12500 — машинное время работы колеса в часах за срок его службы [2 т.2 табл. V.2.53]
Полное число оборотов колеса за срок службы равно:
NC=3610404693144012500=168105об.
= 063 – коэффициент приведенного числа оборотов [2 т.2 табл. V.2.55]
Приведенное число оборотов колеса за срок службы:
N=063168105=10584105об.
Допускаемое напряжение при приведенном числе оборотовNза срок службы:
N=610910410584105=5133МПа
Условие выполняется.
13. Компоновка грузовой тележки
Расположение механизмов на грузовой тележке должно обеспечивать её минимальные габариты и массу равномерную нагрузку на ходовые колёса при номинальном грузе на крюке.
На данном рисунке представлено компонование тележки мостового крана:
BТ=3070мм; LТ=2820мм
Координаты центра тяжести равны: XТ=4002мм;
Координаты положения крюковой подвески равны: Xгр=-2025мм;
Произведём расчёты с помощью программы Mathcad:
Механизм передвижения крана
1. Выбор кинематической схемы механизма
В мостовых кранах возможны два механизма передвижения: с раздельным или центральным приводом. В механизмах передвижения двухбалочных мостовых кранов общего назначения с пролетом более 16 м применяют только раздельный привод (рис. 18). Он легок и удобен в изготовлении и монтаже. Однако при раздельном приводе несинхронность движения сторон крана больше чем при центральном. На этой схеме каждая концевая балка моста имеет самостоятельный привод причём приводы связаны только металлоконструкцией крана.
Рис. 18. Кинематическая схема механизма передвижения крана.
– колесо ходовое 2- редуктор 3 - тормоз 4 – муфта 5 – электродвигатель.
2. Статическая нагрузка на ходовые колёса
Используя расчётную схему(рис. 19) определим нагрузки на ходовые колёса крана.
Ри.19. Расчётная схема для определения нагрузок на колёса крана
Составим уравнение моментов относительно левой точки опоры крана и найдём максимальную нагрузку на правые колёса крана:
РmaxL-(Gт+Gгр)(L-l2)-GмL2-Gкабlкаб=0
где Gт=15981=1472кН- вес тележки;
Gгр=30981=2943кН- вес груза;
Gкаб=15кН- вес кабины;
Gкр=4798=4606кН- вес крана;
Gм=Gкр-Gкаб-Gт=4606-147-15=2986кН- вес моста;
L=25м- пролёт крана;
Рmax=(Gт+Gгр)(L-l2)-GмL2-GкабlкабL==(1472+2943)(25-16)-2986252-152425=2625кН
Нагрузка на одно колесо составляет:
РТ=Рmax4=26254=65625кН
Зная максимальную статическую нагрузку на одно приводное колесо определяем диаметр колеса и тип рельса [2 т.2 табл.V.2.47] .
При РТ от 50 до 100 кН:
DК=400мм- диаметр дорожки катания колеса;
КР70(ГОСТ 4121-76) - тип рельса.
3. Сопротивление передвижению крана
Сопротивление передвижению крана с номинальным грузом WСTН при установившемся режиме работы равно:
Wст=981(Q+Qкр)Dk(fdц+2)Kp+Wукл Н
f=0015 - коэффициент трения в опоре вала колеса таблица 2.14 [1стр.40];
=00006м - коэффициент трения качения колеса по рельсу таблица 2.13[1стр.40];
Кр = 15 – коэффициент реборд определяемый в основном трением реборд о головку рельса и трением элементов токосъемного устройства таблица 2.15[1стр.41];
dц=95мм- диаметр цапфы колеса [2 т.2 табл.V.2.43];
Wукл – сопротивление создаваемое уклоном подкранового пути:
Wукл=981Q+QКРα=98130000+470000001=75537Н
α – уклон рельсового пути для крана [1 стр.41];
Сопротивление передвижению крана равно:
WСТ=981(30000+47000)04(00150095+200006)15+75537=6704Н
4. Выбор электродвигателя
Двигатель механизма передвижения обычно выбирается серии МТКF МТН таким образом чтобы отсутствовала пробуксовка ведущих колес разгруженного крана а коэффициент запаса сцепления должен быть не менее 12.
NCT=WCTVT1000пр.=67041341000085=106кВт
VT = 134 мс – заданная скорость передвижения крана;
пр.=085 – общий к.п.д. механизма передвижения[2 т.2 стр.423].
Для рассчитанной мощности NСТ по каталогу выбираем двигатель типа MTН 311-6 (рис.20) с учетом заданной группы режима работы М6 (а значит и соответствующей относительной продолжительности включения ПВ = 40%). Данные приведены в табл. 16 и 17.
Рис. 20 Электродвигатель MTН с фазным ротором на лапках
Основные технические данные электродвигателя MTН 311-6
Основные параметры и размеры электродвигателя MTН 311 мм.
nхк=VКDK=1346031404=512обмин
iред=nдвnхк=940512=184
По найденному значению передаточного числа и эквивалентного момента выбираем цилиндрический 2-х ступенчатый редуктор типа Ц2-250 показанный на рис.16. Данные приведены в табл. 18 и 19.
Рис.16 Редуктор цилиндрический 2-х ступенчатый типа Ц2-250
Основные технические данные редуктора Ц2-250
Основные параметры и размеры редуктора Ц2-250 мм.
nХКФ=nдвiредФ=94020=47обмин
Фактическая скорость передвижения крана равна:
VкФ=DKnХКФ=3140447=738ммин
Погрешность выбора скорости передвижения крана:
ΔVк=Vк-VкФVк100%=804-738804100%=82%
Погрешность выбора скорости передвижения крана не превышает допустимых 15%.
При пуске электродвигателя максимальное допустимое ускорение ненагруженного крана при котором обеспечивается заданный запас сцепления ходового колеса с рельсом без пробуксовки равно:
jmax=nпрnкφ12+fdDк-2+fdKpDкg==2401212+0015009504-200005+001500951104981=0461мс2
где ппр = 2 – число приводных колес крана;
пк = 4 – общее число колес крана;
tп=Vкфjmax=1230461=27c
Момент сопротивления при передвижении крана без груза:
MCT=981QкDKfd+2KpDK2iредФ0==981470000400150095+2000051104220085=362Hм
Mср.пуск=MCT+Mин1+Мин2=МСТ+12Jдвnдв955tn+QкDK2nдв382tniредФ20==362+12022594095527+4700004294038227202085=361Hм
Mср.пуск1=Mmax+11Mном2 Нм
Mном=9550Nдвnдв=955011940=1118Hм
тогда Mср.пуск1=314+1111182=2185Hм
Мном.=9550Nдв.nдв=955011940=1118Нм
Mрасч.=kMн=1561118=1745Нм
Подбираем муфту упругую втулочно-пальцевую с тормозным шкивом который соответствует по диаметру выбранному тормозу соединяющую электродвигатель с редуктором. Данные приведены в табл. 20.
Mрасч.=Мрасч.iред=174520=3490Нм
7. Определение тормозного момента и выбор тормоза
Wy0Wин0Wтр0- сопротивления передвижению крана без груза создаваемые уклоном инерцией и трением соответственно Н.
где α=0001- уклон рельсового пути для крана.
где =115- коэффициент учитывающий инерцию вращающихся частей механизма (при скорости передвижения больше 1 мc);
mкр=47т- масса крана;
где Gкр- вес крана кН;
Wтр0=4606(206+001595)400=2418кН
Ту0=046110302509220=53Нм
Тин0=2710302509220=311Нм
Ттр0=241810302520092=3285Нм
Тт.р.мех.=53+311-3285=355Нм
Тт.р.=Тт.р.мех.=355Нм т.к. тормоз в механизме один.
По каталогу выбираем тормоз типа ТКГ-160 (рис.22) отрегулировав его на необходимый тормозной момент т.к. электрогидравлический толкатель являющийся приводом тормоза служит одновременно своеобразным демпфером снижая динамику замыкания тормоза. Это благоприятно скажется на сцеплении колёс тележки с рельсами при торможении. Данные приведены в табл.21 и 22.
Рис. 22. Колодочный тормоз ТКГ с приводом от электрогидравлического толкателя.
8. Проверочный расчёт
Теперь когда известны все элементы механизма передвижения крана подсчитаем необходимый пусковой момент двигателя фактические время пуска и коэффициент запаса сцепления.
Mср.пускФ=Mmax+11Mном2=314+1111182=2185Hм
tnФ=1Mср.пускФ-MCT12Jдвnдв955+QкрDK2nдв382iредФ20==12185-362120225940955+47000042940382202085=48с
Ксц=φVкрФtпФg+2+fdKpDKnкnпр-fdDк≥Ксц=12
Ксц=01212327981+200005+0015009510442-0015009504=121Ксц=12
Ранее мы рассматривали наиболее опасный случай сцепления ходовых колес с рельсом когда кран передвигается без груза. Теперь проверим движение крана с номинальным грузом.
Момент сопротивления при передвижении крана с номинальным грузом:
MCT=981(Q+Qкр)DKfd+2KpDK2iредФ0==981(30000+47000)0400150095+200005104220085=539Hм
Фактическое время пуска крана с номинальным грузом:
tnФ=1Mср.пускФ-MCT12Jдвnдв955+Q+QкрDK2nдв382iредФ20==12185-539120225940955+(30000+47000)042940382202085=86с
Ксц=01212348981+200005+0015009510442-0015009504=203Ксц=12
Для предотвращения буксования ведущих ходовых колес по рельсам в процессе пуска следует провести проверку выбранного электродвигателя (с учетом момента инерции соединительной муфты) по создаваемому им ускорению. С этой целью определяют фактическое время пуска tПФ и по уравнению равномерно ускоренного движения - фактическое ускорение при движении крана как с грузом так и без груза.
Фактическое ускорение крана без груза:
J=VномФtпФ=12348=03мс2
Фактическое ускорение крана с грузом:
J=VномФtпФ=12384=015мс2
Для нормальной работы механизма передвижения крана фактическое ускорение не должно превышать допускаемого значения ускорения jmax мс2:
j = 015 jmax = 0461 - условие выполняется.
9. Расчёт ходовых колёс
Расчёт ходовых колёс производится на контактное смятие. В качестве подтележечных рельсов можно использовать рельсы с выпуклой головкой типа КР. Крановые рельсы типа КР имеют стенку повышенной толщины и более широкую опорную поверхность по сравнению с железнодорожными рельсами. Диаметру колеса 500 мм соответствует типоразмер рельса с выпуклой головкой КР70 ГОСТ 4121 – 76.
где K = 0113 – коэффициент зависящий от отношения радиуса закругления
V = 134 мс – номинальная скорость передвижения крана;
=750001131053122625502=4461(МПа)≤N
D =50 см — диаметр колеса;
V — номинальная скорость передвижения крана мс;
NC=3610409383144012500=27105об.
= 049 – коэффициент приведенного числа оборотов [2 т.2 табл. V.2.55]
N=04927105=1323105об.
N=61091041323105=509МПа
Курсовое проектирование грузоподъемных машин: Учеб. пособие для студентов машиностр. спец. вузов Под ред. С. А. Казака. -М.: Высш. шк. 1989.-319 с.: ил.
Справочник по кранам Под общ. ред. М. М. Г о х б е р г а. — Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние 1988. Т.1 — 536 с. Т.2 – 559 с.
Павлов Н.Г. Примеры расчёта кранов.Л.Машиностроение1976.-320с.
Федоренко В.И. Расчет механизма подъема: Метод. указания. - Брянск: БГТУ2002.- 16с.
Федоренко В.И. Расчет механизма передвижения: Метод. указания. - Брянск: БГТУ2002.- 19с.
Шабашов А.П. Лысяков А.Г. Мостовые краны общего назначения.-М.: Машиностроение1980.-304с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т1. Т2. Т3.- 8-е изд. перераб. и доп. под ред. И.Н. Жестковой. - М.: Машиностроение 2001. Т1. - 290с. Т2 - 912с. Т3. - 864с.
Блейдшмит Л.И. Расчет и выбор стальных проволочных канатов для грузоподъемных машин: Метод. указания. - Брянск: БГТУ 2001. - 18с.
Подъемно - транспортные машины. Атлас конструкций Под ред. М.П. Александрова Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение 1987. - 122с.
Руденко Н.Ф. Руденко В.Н. Грузоподъемные машины. Атлас конструкций - 2-е изд. перераб. и доп. - М.: Машиностроение 1970 - 116с.
Алексеев Ю.В. Богословский А.П. и др. Крановое электрооборудованиеК 78. Под редакцией Рабиновича А.А.- М.: Энергия 1979.- 240с.; ил.
Александров М.П. Грузоподъемные машины: Учеб. для вузов. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана - Высш. школа 2000.-522с.

Мостовой кран грузоподъемностью 20тонн.spw

грузоподъемностью 20тонн
Кабина вспомогательная
Механизм перемещения крана
Ограничитель хода тележки

Механизм передвижения крана.cdw

Скорость передвижения кранамс
Скорость вращения обмин
Тормозной момент Н м
Технические требования
Неуказанные предельные отклонения размеров
Подшипниковые узлы заполнить закладной смазкой
долгодействующей МПИ
Изготовление испытание и эксплуатацию крана производить
согласно ТУ Краны мостовые электрические общего назначения
ТУ-24-9-437-16 Правил устройства и безопасной эксплуатации
грузоподъемных кранов
Защитное заземление электрооборудования крана произвести
согласно Правил устройства электрооборудования
Техническая характеристика

Общий вид мостовой кран q=20т.cdw

Группа режима работы
Скорость подъема грузамс
Скорость передвижения тележкимс
Скороть вращения обмин
Скорсть вращения обмин
Скорость вращения обмин
Канат ЛК-Р 6Х19 (1+6+66) + 1 о.с. ГОСТ 2688-80 d=225мм
грузоподъемностью 30 тонн
Неуказанные предельные отклонения по
Допустимое биение тормозных шкивов 01 мм
Подшипниковые узлы крана заполнить закладной смазкой долгодействующей МПИ
Испытание и эксплуатацию крана производить согласно ТУ Краны мостовые электрические
общего назначения ТУ -24-9-437-16 Правил устройства и безопасной эксплуатации
грузоподъемных кранов
Защитное заземление электрооборудования тележки произвести согласно Правил
устройства электрооборудования
Сварку ограждения производить по контуру прилегания деталей по ГОСТ 5264-69 при
Технические требования
Техническая характеристика

Тормоз колодочный ТКГ.cdw

Техническая характеристика.
Тормозной момент Н м
Диаметр тормозного шкива мм
Номинальное напряжение В
Потребляемая мощность кВТ
Ход штока толкателя мм
Все размеры для справок
Смазать и нанести консервацию на подвижные сочленения.
Втулка дистанционная
Болт М8-6g x 16.56 ГОСТ 7805-70
Гайка М16-6H.04 ГОСТ 5915-70
Шайба 8 65Г ГОСТ 6402-70
Гидротолкатель ТЭ-50М
Технические требования.

Chertezh v55.cdw

Тормоз колодочный ТКГ1.cdw

Техническая характеристика.
Тормозной момент Н м
Диаметр тормозного шкива мм
Номинальное напряжение В
Потребляемая мощность кВТ
Ход штока толкателя мм
Все размеры для справок
Смазать и нанести консервацию на подвижные сочленения.
Втулка дистанционная
Болт М8-6g x 16.56 ГОСТ 7805-70
Гайка М16-6H.04 ГОСТ 5915-70
Шайба 8 65Г ГОСТ 6402-70
Гидротолкатель ТЭ-50М
Технические требования.