Механизм подъема козлового крана грузоподъемностью 20 тонн

Записка по козловому крану.doc

Грузоподъемность крана т .205
Высота подъема м .10
Скорость подъема мс . 02
Скорость передвижения тележки мс . 08
Скорость передвижения крана мс 125
Предварительные расчеты механизмов
1 Механизм главного подъема
Выбор кинематической схемы.
Для грузоподъемности 20 т. принимаем кратность полиспаста Un = 4
Рисунок 1. Кинематическая схема механизма подъема
- электродвигатель.. 4 - редуктор
- соединительная муфта. 5 - барабан
Выбор крюковой подвески
Выбираем крюковую подвеску 4-20-406 (приложение 1) с параметрами:
Вес номинального груза и ГУ:
[pic] - масса груза т
g – ускорение свободного падения мс2
Максимальное статическое усилие в канате:
zкб – число ветвей каната навиваемых на барабан zкб=2.
(п - К.п.д. полиспаста (п.=096.
(н.бл - к.п.д. направляющего блока (н.бл.=1.
Выбираем тип каната ЛК-Р 6×19 (1 + 6 + 66) + 1о.с. ГОСТ 2688-80
имеющий линейное касание проволок и разные диаметры проволок в верхнем слое
пряди. Канат двойной свивки.
Коэффициент запаса прочности для режима работы механизмов 4М равен 4
Разрывное усилие в канате
Из ГОСТа 2688-80 выбираем типоразмер каната. Канат 165 – Г – В
– Л – О – Н – 1470 ГОСТ 2688-80 имеет следующие параметры:
Маркировочная группа 1470 МПа.
Установка верхних блоков
Диаметр блока по средней линии навиваемого каната:
dк - диаметр каната мм
h1 – коэффициент выбора диаметра блока h1 = 180
Диаметр блока по дну канавки:
Максимальное значение диаметра блока:
По табл. П3.3 [Казак] выбираю блок с ( 380 мм исполнения 8.
Окончательно: Dбл max = 380 мм Dбл о = 324 мм Dбл = 3405 мм.
Габариты установки верхних блоков:
- длина: Lв.бл = 115 Dбл.о = 115 324 = 373 мм принимаю Lв.бл =
- высота: Нв.бл = 125 Dбл.о = 125 324 = 405 мм.
- ширина: Вв.бл = 13 Dбл.о = 13 324 = 421 мм принимаю Вв.бл = 380
Высота оси верхних блоков:
hв.бл. = 06 Dбл.о = 06 324 = 1944 мм принимаю hв.бл = 210
Межосевое расстояние между блоками и балансиром:
Ав.бл = 08 Dбл.о = 08 324 = 2592 мм принимаю Ав.бл = 220 мм.
На рисунке 2 показан вариант установки уравнительного балансира и
обозначены основные размеры.
Рисунок 2 – Уравнительный балансир
Минимальное допускаемое расстояние между осью блоков крюковой подвески
и продольной осью балансира:
hmin ур. б = 3 Dбл.о = 3 324 = 972 мм.
Ввн ≤ Аур б ≤ Ввн + 2hmin.ур.б tg[γ]
Ввн – расстояние между осями крайних внутренних блоков Ввн = 76 мм
≤ Аур б ≤ 76 + 2 972 tg 6º
принимаю Аур б = 120 мм.
Используя ориентировочные соотношения [Казак с. 27] получим:
Lур.б = 145 мм; Вур.б = 80 мм; Нур.б = 60 мм; hур.б = 40 мм; L оп.ур.б
dк - диаметр каната мм.
h2 – коэффициент выбора диаметра барабана h1 = 160.
Диаметр барабана по дну канавок:
принимаем Dбo = 250 мм
Диаметр максимальной окружности описываемой крайней точкой установки
Dб max = (11 13) Dб = (11 13) 264 = 290 343 мм
принимаю Dб max = 310 мм
Рабочая длина каната:
Lкр = Н Uп = 10 4 = 40 м
Н – высота подъема м
Число рабочих витков:
Число неприкосновенных витков принимаем zнепр = 15; число витков для
крепления каната принимаем zкр = 3 [Казак с. 29].
t = (11 123) dк = (11 123) 165 = 181 202 мм принимаю t =
Длина одного нарезного участка:
lн = t (zp + zнепр + zкр) = 20 (51 + 15 + 3) = 1110 мм.
Длина одного концевого участка:
lk = (4 5) dк = (4 5) 165 = 66 83 принимаю lk = 70 мм.
Минимальное расстояние между осями блоков и барабана:
hmin = 3 Dб.о = 3 250 = 750 мм.
Длина гладкого среднего участка:
Внар ≤ lo ≤ Внар + 2hmin.ур.б tg[γ]
≤ lo ≤ 76 + 2 750 tg 6º
принимаем lo = 220 мм.
Lбар = 2lн + 2lk + lo = 2 1110 + 2 70 + 220 = 2580 мм.
отношение LбDб = 2580250 = 103 так как отношение слишком велико то
принимаем диаметр барабана Dб = 630 мм.
Проведем повторный расчет:
lн = t (zp + zнепр + zкр) = 20 (21 + 15 + 3) = 510 мм.
hmin = 3 Dб.о = 3 630 = 1890 мм.
≤ lo ≤ 76 + 2 1890 tg 6º
принимаем lo = 400 мм.
Lбар = 2lн + 2lk + lo = 2 510 + 2 70 + 400 = 1560 мм
отношение LбDб = 1560630 = 24 что вполне приемлемо.
Рисунок 3 – Барабан механизма подъёма
Максимальная статическая мощность:
G – вес груза и траверсы кН
V – скорость подъема мс
[pic] - предварительное значение КПД механизма [pic]=085.
Номинальная мощность двигателя с учетом коэффициента использования
Выбираем асинхронный электродвигатель с фазным ротором типа МТВ 412-6 ГОСТ
5-70 имеющий следующие параметры:
- мощность двигателя: Nдв=37 кВт;
- частота вращения: nдв.н=960 обмин;
- момент инерции: Iр.дв.=07 кг м2;
- масса двигателя: mдв.=345 кг;
- продолжительность включения: ПВдв=15%.
Частота вращения барабана:
Требуемое передаточное число лебедки:
Требуемое передаточное число редуктора:
Ориентировочно выбираем редуктор Ц2У – 400Н с передаточным числом Uр..
Определим расчетный эквивалентный момент на тихоходном валу редуктора.
Принимаем класс нагружения механизма В2. Ему при заданной группе
режима работы 4М соответствует класс использования А4.
По табл. 1.2.2 [Гохберг т1 с. 43] находим значение коэффициента
Коэффициент переменности нагрузки [pic]. По табл. 1.2.1 [Гохберг т.1
с. 42] находим машинное время работы механизма tмаш = 12500 ч.
Частота вращения тихоходного вала редуктора равна nт.в = n б = 242
Число циклов нагружения на тихоходном валу редуктора:
zт = 60 nт.в tмаш = 60 242 12500 =181 106 .
Передаточное число тихоходной ступени редуктора предполагаю близким к
Суммарное число циклов контактных напряжений зуба шестерни тихоходной
ступени редуктора: zp = zт Uт = 181 106 5 = 905 106 .
Базовое число циклов контактных напряжений тихоходного вала редуктора:
Коэффициент срока службы: [pic]
Коэффициент долговечности: Кд = KQ Kt = 0629 08 = 05
КПД опор барабана принимаю равным бар = 099
Расчетный крутящий момент на тихоходном валу:
rб – радиус барабана м
Эквивалентный крутящий момент на тихоходном валу:
Тр.э. = Кд Тр = 05 16863 = 84 кН м
Тр.э. ТТ (84 159 ) условие выполняется.
Выбираю редуктор Ц2У – 400Н имеющий передаточное число Uр. = 40
Редуктор имеет следующие параметры:
- передаточное число: Uр. = 40;
- момент на тихоходном валу: Тт = 159 кН м
- суммарное межосевое расстояние: аw с = 650 мм
- диаметр конца быстроходного вала: dв.б = 60 мм
- масса редуктора: m = 940 кг
тихоходный вал с зубчатым венцом.
Определение фактической скорости подъёма груза и фактического КПД
Передаточное число механизма:
Uмех = Uр Uп = 40 4 = 160.
Угловая скорость вала двигателя:
Фактическая скорость подъёма:
скорость отличается от заданной на 5% что допустимо.
В механизме установлено 2 муфты: между двигателем и редуктором
редуктором и барабаном. КПД муфты принимаю м = 099.
мех = п б р м2 = 096 099 096 0992 = 089
данное значение мало отличается от значения пр = 085 поэтому перерасчет
Типоразмер муфты выбираем по диаметрам концов соединяемых данной
муфтой валов. При выборе муфты должно проверяться условие - наибольший
передаваемый момент муфты должен быть не меньше крутящего момента на
быстроходном валу: Тм.н ≥ Тб.в.
Выбираем зубчатую муфту по ГОСТ 5006 - 83. Муфта имеет параметры:
- максимально допустимый диаметр расточки: dmax = 65 мм (расточку
под вал двигателя делаем на заказ);
- номинальный крутящий момент муфты: Тм.н = 4000 Н м;
- момент инерции муфты: Jм = 015 кг м2 ;
- масса муфты: mм = 152 кг.
Статический крутящий момент при торможении:
мех – КПД механизма подсчитанный по max значению КПД
мех = п б р м = 096 099 097 099 = 091.
Расчетный тормозной момент:
Тт.р = Кт Тст.т = 175 356 = 623 Н м
Кт – коэффициент запаса торможения Кт = 175.
Выбираю тормоз с электрогидравлическим толкателем типа ТКГ – 300 ОСТ
290.08-82 [Гохберг т2с. 284] со следующими параметрами:
- номинальный тормозной момент: Тт.н = 800 Н м;
- номинальное усилие на штоке толкателя: Ршт = 500 Н;
- продолжительность включения катушки электромагнита: ПВ = 25%
- максимальный ход штока толкателя: hшт.ma
- требуемый диаметр тормозного шкива: Dт.ш = 300 мм;
- ширина колодок: Вк = 140 мм ;
- масса тормоза: mт = 80 кг.
Выбор тормозного шкива
Учитывая требуемый диаметр тормозного шкива ширину колодок и диаметр
быстроходного вала редуктора выбираю тормозной шкив используемый для
соединения с зубчатой муфтой по ОСТ 24.290.06-75 имеющий следующие
- диаметр тормозного шкива: Dт.ш = 300 мм;
- ширина обода: Вт.ш = 145 мм ;
- максимально допускаемый диаметр расточки: d к ma
- момент инерции: Jш = 034 кг м2 ;
- масса шкива: mш = 254 кг.
Механизм передвижения тележки
Предназначен для обеспечения горизонтального передвижения грузовой
Выбор кинематической схемы
Выбираю кинематическую схему механизма передвижения грузовой тележки
имеющую центральный привод.
Схема запасовки каната механизма передвижения тележки козлового крана
представлена на следующем рисунке.
Определение статических нагрузок на колеса
Вес номинального груза:
Gгр = mгр g = 20 981 = 196 кН
По табл.2.8 [Казак с. 36] принимаю вес тележки Gт = 618 кН.
С учетом коэффициента неравномерности нагружения колес статическая
нагрузка на одно колесо [см. рис. 1.11] будет равна:
Зная максимальную статическую нагрузку на одно колесо можно выбрать
колесо по условию Рст.max ≤ [Pk max] при этом для групп режима работы 3М
и выше следует выбирать больший диаметр колеса.
По табл. 2.11 [Казак с. 39] при значении Рст.max = 6445 кН выбираем
двухребордное колесо диаметром 400 мм при [Pk max] = 100 кН.
Выбор колесных установок
Типоразмер колесной установки выбираем по диаметру ходового колеса и
нагрузки на ходовые колеса тележки от веса груза.
Т.к. диаметр колеса 400 мм а максимальная нагрузка на колесо Рст.max
= 6445 кН то выбираю по ГОСТ 3569-60 [Гохберг т2 с. 29] приводную
колесную установку КУП-400 и неприводную КУН-400 имеющие следующие
- диаметр колеса: Dк = 400 мм;
- диаметр цапфы: dц = 95 мм;
- ширина дорожки катания: В = 100 мм;
- число реборд: zреб = 2;
Форма поверхности катания – цилиндрическая. Тип подшипника – роликовый
радиальный сферический двухрядный с симметричными роликами.
Выбор подтележечного рельса
Для КУ-400 ГОСТ 3569-60 исходя из табл. 2.11 [Казак с.39]
рекомендуют рельс Р-43 следовательно выбираю рельс Р-43 с выпуклой
головкой ГОСТ 4121-76 [Казак с. 309].
Проверим соотношение ширины дорожки катания колеса В и головки рельса
b: B – b = 100 – 70 = 30 мм что не меньше нормы указанной в табл. 2.12
[Казак с.40] следовательно неточность установки колес и укладки рельсов
будет компенсироваться.
Рельс Р-43 имеет параметры:
- ширина головки: b = 43 мм;
- радиус головки: r = 13 мм;
- ширина основания рельса: bосн = 114 мм;
- расстояние от основания до нейтральной оси: y = 593 см;
- площадь поперечного сечения: F = 57 см2;
- момент инерции сечения: J
- масса 1 погонного метра – 4465 кг
Определение сопротивлений передвижению тележки
Сопротивление создаваемое силами трения:
– коэффициент трения качения колеса по рельсу = 06 мм [Казак
f – приведенный коэффициент трения скольжения в подшипниках колес f =
15 [Казак табл. 2.14 с. 40].
Кдоп – коэффициент дополнительных сопротивлений определяемых в
основном трением реборд о головку рельса и трением элементов токосъёмного
устройства Кдоп = 20 [Казак табл. 2.15 с. 41].
Сопротивление создаваемое уклоном:
– уклон подтележечного пути = 0002 [9 с. 41].
Сопротивление создаваемое силами инерции:
– коэффициент учитывающий инерцию вращающихся частей механизма
= 125 т.к. скорость передвижения меньше 1 мс [9 с. 41].
mпост – масса поступательно движущегося объекта т
mпос = mт – mтр = Gтg – mтр = 618981 – 318 = 6 т.
а – ускорение при разгоне мс2
а = (05 10) [a] = 05 01 = 005 мс2
[a] – допускаемое ускорение [a] = 01 [9 табл. 2.16 с. 41]
Сопротивление создаваемое раскачиванием груза на гибкой подвеске:
Сопротивление создаваемое ветром рабочего состояния не учитывается
потому что кран работает в цеху.
Полное сопротивление передвижению тележки:
пр – предварительное значение КПД механизма пр = 09.
п.ср – кратность среднепускового момента двигателя по отношению к
номинальному п.ср = 155 [Казак табл. 2.17 с.42].
V – скорость передвижения тележки мс
Выбираю двигатель типа МТF 112-6 ГОСТ 185-70 имеющий следующие
- мощность двигателя: Nдв = 41 кВт;
- продолжительность включения: ПВдв = 25%
- частота вращения: nдв = 870 обмин ;
- диаметр конца вала:dв.дв = 35 мм;
- момент инерции ротора: Jр.дв = 0192 кг м2;
- масса двигателя: mдв = 76 кг.
Частота вращения колеса:
Требуемое передаточное число механизма:
Ориентировочно выбираем редуктор Ц2У – 315Н с передаточным числом Up
= 20 [Казак с. 299].
режима работы 4М соответствует класс использования А4 .
Находим значение коэффициента нагружения К = 025.
Коэффициент переменности нагрузки [pic]. Находим машинное время работы
механизма tмаш = 12500 ч.
Частота вращения тихоходного вала редуктора равна nт.в = n к = 382
zт = 60 nт.в tмаш = 60 382 12500 =286 106 .
ступени редуктора: zp = zт Uт = 286 106 5 = 143 106 .
Коэффициент долговечности: Кд = KQ Kt = 0629 1 = 062. Значение
Кд необходимо принять не менее чем 063 поэтому Кд = 063.
Расчетный крутящий момент:
Тдв.max – максимальный момент двигателя Н м.
р - КПД редуктора р = 094 [Казак табл.2.20 с. 53].
Тр.э. = Кд Тр = 063 1635 = 1030 Н м = 103 кН м
Тр.э. ТТ (33 86 ) условие выполняется.
Выбираем редуктор Ц2У – 315Н [Казак с. 299]. Ближайшее передаточное
число этого типоразмера равно Uр = 20 что расходится с требуемым
передаточным числом на допустимую величину 11% (не больше 15%).
- передаточное число: Uр. = 20;
- момент на тихоходном валу: Тт = 86 кН м;
- суммарное межосевое расстояние: аw с = 515 мм;
- диаметр конца быстроходного вала: dв.б = 50 мм
- диаметр конца тихоходного вала: dв.т = 110 мм
Определение фактической скорости и КПД механизма
Фактическая скорость передвижения тележки:
rk – радиус ходового колеса м
скорость мало отличается от заданной.
редуктором и приводной колесной установкой. КПД муфты принимаю м =
мех = р м2 = 094 0992 = 092
данное значение мало отличается от значения пр = 09 поэтому перерасчет
быстроходном (тихоходном) валу: Тм.н ≥ Тб.в.
Для быстроходного вала:
выбираем зубчатую муфту по ГОСТ 5006 - 83 [Гохберг т2 с.306]. Муфта
- максимально допустимый диаметр расточки: dmax = 40 мм (расточку
- номинальный крутящий момент муфты: Тм.н = 1000 Н м;
- момент инерции муфты: Jм = 005 кг м2 ;
- масса муфты: mм = 67 кг.
Для тихоходного вала:
- максимально допустимый диаметр расточки: dmax = 120 мм
- номинальный крутящий момент муфты: Тм.н = 16000 Н м;
- момент инерции муфты: Jм = 115 кг м2 ;
- масса муфты: mм = 625 кг.
Сопротивление передвижению тележки без груза создаваемое уклоном:
Сопротивление передвижению тележки без груза создаваемое инерцией:
Сопротивление передвижению тележки без груза создаваемое трением:
Момент созданный уклоном:
Момент созданный инерцией:
Момент созданный трением:
Расчетный тормозной момент механизма:
Расчетный тормозной момент тормоза:
zт – число тормозов в механизме zт = 1.
Выбираю тормоз с электрогидравлическим толкателем типа ТКГ – 160
ОСТ 24.290.08-82 [25с. 284] со следующими параметрами:
- номинальный тормозной момент: Тт.н = 100 Н м ;
- номинальное усилие на штоке толкателя: Ршт = 160 Н ;
- требуемый диаметр тормозного шкива: Dт.ш = 160 мм;
- ширина колодок: Вк = 70 мм ;
- масса тормоза: mт = 212 кг .
быстроходного вала редуктора выбираю тормозной шкив 2-го исполнения по ОСТ
290.06-75 [9 с. 306] имеющий следующие параметры:
- диаметр тормозного шкива: Dт.ш = 160 мм;
- ширина обода: Вт.ш = 70 мм ;
- максимально допускаемый диаметр расточки: dma
- момент инерции: Jш = 0026 кг м2 ;
- масса шкива: mш = 69 кг.
Проверочные расчеты механизмов грузовой тележки
Механизм подъёма груза
Проверка двигателя механизма подъёма на время разгона
Диаметр барабана Dб = 400 мм; передаточное число механизма подъёма
Момент инерции вращающихся масс расположенных на быстроходном валу
Момент инерции при разгоне всех вращающихся частей механизма:
γ – коэффициент учета инерции вращающихся масс γ = 11 [Казак с. 85]
поступательно движущихся частей механизма и груза:
Момент инерции при разгоне поступательно движущихся частей механизма и
Приведенный к валу двигателя момент инерции при разгоне:
Момент статических сопротивлений при разгоне:
Номинальный момент двигателя:
Среднепусковой момент двигателя:
п.ср – кратность среднепускового момента п.ср = 16 [Казак
Время разгона механизма подъёма:
Значение tр факт находится в диапазоне рекомендуемых значений времени
разгона (2 4 с) [Казак с.85] следовательно выбранный двигатель обеспечит
необходимую интенсивность разгона.
Среднее ускорение груза при таком времени разгона равно:
[pic] мс2 01 мс2 что допустимо.
Проверка двигателя механизма подъёма на нагрев
Таблица 1 Сводная таблица по проверке двигателя на нагрев
под оп под оп под оп под оп Gj H 124000 62000 24180
00 мех j 089 085 068 036 Тст j Н м 2786
07 1458 1054 711 328 344 44 Jгр j кг м2 005 003
14 0007 Jмех j кг м2 135 133 131 13 tp
j с 12 017 047 02 03 025 03 027 tу с 50 47 50 47
Статические моменты при подъёме и опускании вычисляю по формулам и
значения записываю в табл. 1.2:
Момент инерции при разгоне от груза определяю по формуле и значения
Приведенный к валу двигателя момент инерции определяю по формуле и
значения заносим в табл. 1:
Угловая скорость двигателя при опускании: число полюсов у двигателя
МТВ 412-8 равно 8 следовательно пар полюсов 4 р = 4. Синхронная угловая
скорость вала двигателя:
Время разгона механизма при подъёме и опускании различных грузов
определяем по формулам и значения заносим в табл. 1:
Среднюю высоту при работе крана в сборочном цеху принимаем Нср = 8 м
Время установившегося движения при подъёме:
Vпод – скорость подъёме мс
Время установившегося движения при опускании:
Vоп – скорость опускания мс
Время разгона механизма при подъёме номинального груза равно 22 с.
Величина [pic] равна 03 с следовательно tр.под.G > [pic]
следовательно коэффициент учитывающий ухудшение условий охлаждения
двигателя в период пуска равен = 07.
Двигатель на нагрев проверяют по условию:
Тэ – эквивалентный момент на валу двигателя Н м
Тэ (130 Н м ) ≤ Тдв.н (2242 Н м) следовательно условие
выполняется двигатель не перегреется.
Проверка двигателя механизма передвижения тележки на время разгона
γ – коэффициент учета инерции вращающихся масс γ = 115 [Казак с.
Статическое сопротивление:
Wст = Wтр + Wу = 05 + 006 = 056 кН.
Время разгона механизма передвижения тележки:
Среднее ускорение при таком времени разгона равно:
[pic] мс2 что допустимо.
Проверка времени торможения механизма передвижения тележки
Приведенный к валу двигателя момент инерции при торможении:
Сопротивление от трения:
Статическое сопротивление при торможении:
Wст.т = Wтр- Wу = 09 – 006 = 084 кН.
Момент статических сопротивлений при торможении:
Время торможения механизма:
Проверка запаса сцепления колес с рельсами при разгоне
Сумма нагрузок на приводные колеса:
Сила сцепления приводных колес с рельсом когда кран не нагружен:
fсц.о – коэффициент сцепления колеса с рельсом fсц.о = 02
Момент силы сцепления колеса с рельсом когда кран не нагружен:
Момент сил на оси приводных колес создаваемый уклоном:
Момент на оси приводных колес созданный силами трения:
Приведенный к валу двигателя момент инерции всех движущихся масс:
Сила статического сопротивления движению:
Wст.р.о = Wтр.о - Wу.о = 09 – 006 = 084 кН.
Статический момент при разгоне порожней тележки:
Угловое ускорение вала двигателя при трогании с места порожней
Момент сил инерции при разгоне вращающихся частей механизма:
Динамический момент при разгоне:
Условие проверки запаса сцепления колес с рельсами имеет вид:
[Ксц] – допускаемый коэффициент запаса сцепления колеса тележки с
Kсц – коэффициент запаса сцепления колеса тележки с рельсом
необходимый запас сцепления колес с рельсом при разгоне порожней тележки
Расчет сборочных единиц
Определение толщины стенки барабана
Барабан литой в качестве материала принимаем сталь 35Л допускаемое
напряжение сжатия []сж = 1373 МПа.
Приближенное значение толщины стенки барабана:
Smax – наибольшее статическое натяжение каната Н.
t – расстояние между соседними витками каната м.
[]сж – допускаемое напряжение материала МПа.
Коэффициент влияния деформации стенки барабана и каната:
Ек – модуль упругости каната Ек = 88260 МПа.
Fк – площадь сечения всех проволок каната мм2.
Еб – модуль упругости стенки бараьана Еб = 186300 МПа.
Так как [pic] > 2 и [pic] то допускаемые напряжения смятия
необходимо понизить на С = 01 501 = 5% тогда [pic] МПа.
Окончательная толщина стенки барабана:
Из условия технологии изготовления барабана и учитывая что стенки в
процессе эксплуатации изнашиваются принимаю толщину стенки = 20 мм.
Толщина кольца жесткости:
Массу барабана определяю по формуле:
m = ρ (Vц + 2Vк) = 7900 (0038+2 00035) = 360 кг
ρ – плотность стали ρ = 7900 кгм2
Vц – объём цилиндрической стенки барабана
Vк – объём кольца жесткости
Определение устойчивости цилиндрической стенки барабана
Номинальное напряжение в цилиндрической стенке:
Критическое напряжение:
Так как к не должно быть больше к = 08 т то принимаем к = 08
Устойчивость цилиндрической стенки проверим по условию:
[n] – допускаемое значение запаса устойчивости цилиндрической стенки
n - запас устойчивости цилиндрической стенки.
[pic] ≥ 17 следовательно цилиндрическая стенка барабана устойчива.
Крепление каната к барабану
Принимаю крепление каната планками прижимающими канат к барабану.
Суммарное усилие растяжения болтов прижимающих канат к барабану:
f - коэффициент трения между канатом и барабаном f = 01;
γ - угол наклона боковой грани трапациевидного выреза в планке к
α - угол обхвата барабана неприкосновенными витками;
е - основание натуральных логарифмов.
Прижатие каната к барабану через планки осуществляем шпильками
материал сталь 40Х предел текучести т = 330 МПа.
Допускаемое напряжение растяжения в шпильке:
Для диаметра каната 14 17 мм задаемся диаметром шпильки М20 по
диаметру отверстия в прижимной планке (22 мм).
Приведенный коэффициент трения между канатом и планкой:
Необходимое число шпилек:
К - коэффициент запаса надежности крепления каната к барабану К =
l - расстояние от дна канавки до верхней плоскости прижимной планки l
Согласно Правилам устройства и безопасной эксплуатации ГПМ принимаю
число крепежных планок (шпилек) равное 6 z = 6 шт.
Ось барабана испытывает напряжения от веса барабана усилий в канатах
сходящих с барабана.
Составим расчетную схему оси на которую нанесем все действующие
нагрузки и построим эпюру изгибающих моментов.
Весом барабана пренебрегаем. Принимаем расстояние от ступиц барабана
до опор оси l2 = 200 мм. Длина оси барабана: l
= L + (50 150) = 1170 + (50 150) = 1220 1320 мм принимаю l = 1250 мм.
Общая длина оси L = 1278 мм.
Нагрузки на ступицы барабана:
Расчетная схема оси барабана с эпюрой изгибающих моментов
Определим реакции RA и RВ опор:
Построим эпюру изгибающих моментов:
Принимаю в качестве материала оси барабана сталь 45: временное
сопротивление в = 598 МПа предел выносливости 1 = 257 МПа.
Диаметр оси под правой опорой:
К0 – коэффициент учитывающий конструкцию оси К0 = 25.
[n] – допускаемый коэффициент запаса прочности [n] = 16.
Принимаю диаметр оси барабана под правой опорой 95 мм диаметр оси
барабана под правой ступицей dс =115 мм [см. рис. 7]. Длина ступицы: lc=
(10 15) dс = (10 15) 115 = 115 172 мм принимаю длину ступицы lc=
0 мм. Исходя из этого конструируем ось барабана [см. рис. 7].
Рисунок 7 – Ось барабана
Проверочный расчет прочности оси барабана производим в сечениях
Запас прочности по сопротивлению усталости в сечении -:
К - коэффициент концентрации в данном сечении оси К = 17;
- коэффициент упрочнения = 1;
– масштабный фактор при изгибе = 06;
КД – коэффициент долговечности КД = 087;
– напряжение изгиба в рассчитываемом сечении
прочность в сечении - обеспечена т.к.наименьший допускаемый запас
прочности для рассчитываемой оси составляет [n] = 16. Аналогичный расчет
для сечений - - показал что и в этих сечениях прочность
оси также обеспечена.
Соединение обечайки барабана со ступицей
Соединение обечайки барабана со ступицей осуществляю болтами из стали
Х (ГОСТ 7796-70) предел текучести т = 330 МПа.
Диаметр окружности установки болтов:
Dокр = (13 14) Dз = (13 14) 336 = 436 470 мм принимаю 450
Dз – наружный диаметр зубчатого венца вала редуктора мм
Усилие действующее на окружность установки болтов:
Расчетное число болтов:
mб – число установленных болтов mб = 8 шт.
Допускаемое напряжение среза:
К1 – коэффициент безопасности К1 = 13.
К2 – коэффициент нагрузки К2 = 11.
[pic] м принимаю болт М12.
[pic] МПа [см] = 230 МПа
условие проверки выполняется.
Выбор подшипников оси барабана
Диаметр оси барабана под правой опорой d = 95 мм . Выбираю подшипник
шариковый радиальный сферический двухрядный Тип 1218 (ГОСТ 5720-75 Тип
00) его параметры: D = 170 мм; d = 95 мм; В = 32 мм; С = 63700 Н; С0
Статическая нагрузка на сферический двухрядный подшипник Q = R2 = 2345
Эквивалентная нагрузка:
Р = (X V Fr + Y Fa) Кб Кт
Fr – радиальная нагрузка Fr = 28747 Н;
Fa – осевая нагрузка Fa = 01 Fr = 01 28747 = 2874 Н;
V – коэффициент вращения V = 1 при вращении внутреннего кольца
Кб – коэффициент безопасности Кб = 13;
Кт – температурный коэффициент Кт = 11;
XY – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки
[pic] тогда е = 027.
[pic] е следовательно X = 1Y = 0.
Р = (1 1 28747 + 0 2874) 13 11 = 37371 Н.
Долговечность подшипника:
р – показатель степени для шарикоподшипников р = 3.
Рекомендуемая долговечность подшипника для режима 4М Lh.рек = 6300 ч
выбранный подшипник по долговечности проходит т.к. Lh > Lh.рек .
Установка буферного устройства грузовой тележки
В соответствии с требованием Правил Госгортехнадзора все
грузоподъёмные машины движущиеся по рельсовому пути для смягчения
возможного удара об упоры или друг о друга должны быть снабжены
соответствующими буферными устройствами. С этой целью применяю буферы
установленные на раме тележки. Т.к. скорость передвижения тележки не более
мс то устанавливаю резиновые буферы.
Резиновые буферы весьма просты по конструкции компактны удобны в
эксплуатации. Они имеют малую отдачу так как 30 40% кинетической энергии
движущихся масс поглощается за счёт внутреннего трения резины.
При расчёте буферных устройств допускаемое замедление грузовой тележки
находится в пределах:[pic] [Казак с.106]. Принимаю [pic]
Энергоёмкость буферов определяется из условия поглощения ими
кинетической энергии грузовой тележки наезжающей со скоростью Vб.
Энергоёмкость буферного устройства зависит от вида диаграммы выражающей
зависимость усилия буфера от его хода.
Энергоёмкость резиновых буферов равна:
Рmах - максимальное усилие действующее при ударе Н.
S - осадка буфера м.
Максимальное усилие:
mт - масса грузовой тележки кг;
aт - допускаемое замедление мс2;
W - коэффициент сопротивления движению грузовой тележки
Vб - скорость наезда на буфера мс. Скорость наезда Vб на буфера
определяется с учётом срабатывания концевого выключателя. При установке
упоров на середине пути торможения скорость грузовой тележки в момент
наезда составит 0707 от скорости которую имела тележка в момент
отключения двигателя:
Sп - предварительное поджатие буфера Sп=10 мм.
n - число буферов с одной стороны n = 2.
g – ускорение свободного падения мс2.
Энергоемкость буфера:
Выбираем из стандартного ряда резиновый буфер с номинальной
энергоемкостью С = 166 Н м [Гохберг 2 стр 329]. Данный буфер подходит для
грузовой тележки т.к. 894 Н м 166 Н м.

Мех замыкания.cdw

* Размеры для справок
Заливку масла в редуктор производить после монтажа на кране
0205 Д05 056 ККГ2032 030000

Мех Подъем.cdw

* Размеры для справок
Заливку масла в редуктор производить после монтажа на кране
0205 Д05 056 ККГ2032 020000