Портальный кран с механизмом подъема и передвижения тележки

Общий вид портального крана.cdw

Технические требования:
*Размеры для справок.
Конструкция механизма передвижения предусматривает возможность работы крана на
перпендикулярных путях и движение крана по кривым радиусом более 150 м.
Консервация в соответствии с климатическим исполнением.
Лакокрасочные покрытия в соответствии с климатическим исполнением и видом поставки.
Смазка при эксплуатации по указаниям в техническом описании и инструкции по эксплуатации
в соответствии с климатическим исполнением.
Заводские испытания в соответствии с видом поставки.
Грузозахватные приспособления: один грейфер и одна крюковая блочная подвеска.
Стреловое устройство не показано

Записка.docx

Предварительный расчет механизмов .
1. Механизм главного подъема
2. Механизм передвижения тележки ..
ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ МЕХАНИЗМОВ
1. Механизм подъема груза .
РАСЧЕТ СБОРОЧНЫХ ЕДИНИЦ ..
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ .
Механизм крана работает на 3-х фазном токе с напряжением 380 В. Принятый режим работы 3К – легкий. Тележка перемещается канатной тягой: подъем груза в этом случае ведется от барабана смонтированного в машинном отделении установленном стационарно на кране. Механизм подъема состоит из электродвигателя вал которого упругой втулочно-пальцевой муфты соединены с двухступенчатым редуктором. Через радиатор вращение передается на барабан с помощью зубчатой муфты. Половина муфты посаженной на вал редуктора используется как тормозной шкив.
Механизм тормозится колодочным тормозом выключение крана при переходе крана за крайнее положение производится концевым выключателем связанный с осью барабана цепной передачей.
Кран портальный КПП 3216-1730-105 имеющий следующие характеристики:
грузоподъемность крана т:
- от наименьшего до вылета с наибольшей грузоподъемностью 32
- от вылета с наибольшей грузоподъемностью до наибольшегоот 32 до 16
- вспомогательного подъема на всех вылетах5
Скорость подъема мс 033
Скорость изменения вылета мс 033
Скорость передвижения крана мс 05
Предварительные расчеты механизмов
1 Механизм главного подъема
Выбор кинематической схемы.
КПП – кран портальный перегрузочный с грейфером предназначен для перегрузки сыпучих и штучных грузов.
Для грейферной лебедки выбираем схему с двумя независимыми барабанами.
Рисунок 1. Кинематическая схема механизма подъема
–барабан механизма подъема. 4 – редуктор механизма подъем.
– замыкающий барабан. 5 – тормоз.
– редуктор механизма. 6 – электродвигатель.
Подъемный и замыкающий канаты рассчитываем по нагрузке состоящей из веса грейфера и поднимаемого груза при условии что вся нагрузка воспринимается одной группой канатов (подъемной или замыкающей).
Вес номинального груза и ГУ:
g – ускорение свободного падения мс2
Максимальное статическое усилие в канате:
zкб – число ветвей каната навиваемых на барабан zкб=4.
uп – кратность полиспаста uп = 1.
п - К.п.д. полиспаста п.=1.
н.бл - к.п.д. направляющих блоков н.бл.=088.
Выбираем тип каната ЛК-РО 6×19 (1 + 6 + 66) + 1 о.с. ГОСТ 2688-80.
Коэффициент запаса прочности для режима работы механизмов 5М равен 45 zр = 45.
Разрывное усилие в канате
Из таблицы ГОСТа 2688-80 выбираем канат с параметрами:
Маркировочная группа 1470 МПа.
Установка верхних блоков
Диаметр блока по средней линии навиваемого каната:
dк - диаметр каната мм
h1 – коэффициент выбора диаметра блока h1 = 20.
Диаметр блока по дну канавки:
Максимальное значение диаметра блока:
По табл. П3.3 выбираю блок с 630 мм исполнения 10.
Установка барабана (для замыкания грейфера)
Dб.= dкh 2=2118=378 мм
h2=18 – коэффициент для режима М5.
dк – диаметр каната мм.
Из нормального ряда диаметров принимаем Dб=530 мм
Рабочая длина каната:
Н – высота подъема м
Uп – кратность полиспаста uп = 4 (для грейфера)
L3 – дополнительная канатовместимость:
Число рабочих витков:
Число неприкосновенных витков принимаем zнепр = 15; число витков для крепления каната принимаем zкр = 3.
t = (11 123) dк = (11 123) 21 = 231 2583 мм принимаю t = 25 мм.
Длина одного нарезного участка:
lн = t (zp + zнепр + zкр) = 25 (236 + 15 + 3) = 7025 мм.
Длина одного концевого участка:
lk = (4 5) dк = (4 5) 21 = 84 105 принимаю lk = 100 мм.
Lбар = 2lн + 2lk = 2 7025 + 2 100 = 1605 мм.
отношение LбDб = 1605530 = 302 что вполне приемлемо.
Установка барабана (для механизма подъема)
Lкр = Н Uп =295·1=295
Uп – кратность полиспаста uп = 1
lн = t (zp + zнепр + zкр) = 25 (184 + 15 + 3) = 5725 мм.
Lбар = 2lн + 2lk = 2 5725 + 2 100 = 1345 мм.
отношение LбDб = 1345530 = 25 что вполне приемлемо.
Максимальная статическая мощность:
V – скорость подъема мс
- предварительное значение КПД механизма =085.
Номинальная мощность двигателя с учетом коэффициента использования k=07 08
Выбираю двигатель типа МТКВ 613-10 ГОСТ 185-70 имеющий следующие параметры:
- мощность двигателя: Nдв = 90 кВт;
- продолжительность включения: ПВдв = 25%
- частота вращения: nдв = 570 обмин;
- масса двигателя: mдв = 1240 кг.
Частота вращения барабана:
Требуемое передаточное число лебедки:
Требуемое передаточное число редуктора:
Uр.тр. = Uл.тр = 548
Ориентировочно выбираем редуктор Ц2Н – 450 с передаточным числом Uр.. = 50.
% что является допустимым значением т.к. входит в предел 15%.
Определим расчетный эквивалентный момент на тихоходном валу редуктора.
Принимаем класс нагружения механизма В2. Ему при заданной группе режима работы 5М соответствует класс использования А4.
По табл. 1.2.2 находим значение коэффициента нагружения К = 025.
Коэффициент переменности нагрузки . Находим машинное время работы механизма tмаш = 12500 ч.
Частота вращения тихоходного вала редуктора равна nт.в = n б = 104 обмин.
Число циклов нагружения на тихоходном валу редуктора:
zт = 60 nт.в tмаш = 60 104 12500 =78 106 .
Передаточное число тихоходной ступени редуктора предполагаю близким к значению Uт = 5.
Суммарное число циклов контактных напряжений зуба шестерни тихоходной ступени редуктора: zp = zт Uт = 78 106 5 = 39 106 .
Базовое число циклов контактных напряжений тихоходного вала редуктора: zо = 125 106 .
Коэффициент срока службы:
Коэффициент долговечности: Кд = KQ Kt = 0629 067 = 04
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 = 04 481 = 288 кН м
Тр.э. ТТ (288 291 ) условие выполняется.
Выбираю редуктор Ц2Н – 450 имеющий передаточное число Uр. = 50 Редуктор имеет следующие параметры:
- передаточное число: Uр. = 50;
- момент на тихоходном валу: Тт = 291 кН м
- суммарное межосевое расстояние: аw с = 730 мм
- диаметр конца быстроходного вала: dв.б = 80 мм
тихоходный вал с зубчатым венцом.
Определение фактической скорости подъёма груза и фактического КПД механизма
Передаточное число механизма:
Uмех = Uр Uп = 50 1 = 50.
Угловая скорость вала двигателя:
Фактическая скорость подъёма:
Данная скорость мало отличается от заданной.
В механизме установлено 2 муфты: между двигателем и редуктором редуктором и барабаном. КПД муфты принимаю м = 099.
мех = п б р м2 = 099 099 096 0992 = 089
данное значение мало отличается от значения пр = 085 поэтому перерасчет мощности не делаем.
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: dma
- номинальный крутящий момент муфты: Тм.н = 6300 Н м;
- момент инерции муфты: Jм = 025 кг м2 ;
- масса муфты: mм = 226 кг.
Статический крутящий момент при торможении:
мех – КПД механизма подсчитанный по max значению КПД
мех = п б р м = 099 099 097 099 = 091.
Расчетный тормозной момент:
Тт.р = Кт Тст.т = 175 1085 = 1898 Н м
Кт – коэффициент запаса торможения Кт = 175.
Выбираю тормоз с электрогидравлическим толкателем типа ТКГ – 200 ОСТ 24.290.08-82 [Гохберг т.2 с. 284] со следующими параметрами:
- номинальный тормозной момент: Тт.н = 300 Н м;
- номинальное усилие на штоке толкателя: Ршт = 250 Н;
- продолжительность включения катушки электромагнита: ПВ = 25%
- максимальный ход штока толкателя: hшт.ma
- требуемый диаметр тормозного шкива: Dт.ш = 200 мм;
- ширина колодок: Вк = 90 мм ;
- масса тормоза: mт = 35 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 параметры:
- диаметр тормозного шкива: Dт.ш = 200 мм;
- ширина обода: Вт.ш = 100 мм ;
- максимально допускаемый диаметр расточки: d к ma
- момент инерции: Jш = 024 кг м2 ;
- масса шкива: mш = 135 кг.
2 Механизм передвижения тележки
Предназначен для обеспечения горизонтального передвижения грузовой тележки.
Выбор кинематической схемы
Выбираю кинематическую схему механизма передвижения грузовой тележки имеющую центральный привод без трансмиссионным вала. Её достоинством является отсутствие перекоса колес при работе двигателя и тормоза во время пусков и торможений.
Рисунок 4 – Кинематическая схема механизма передвижения
– электродвигатель 4 – зубчатая муфта
– приводная колесная установка 5 – тормоз
Схема расположения ходовых колес на тележке представлена на рис. 5.
Рисунок 5 – Схема расположения ходовых колес на тележке
Определение статических нагрузок на колеса
Вес номинального груза:
Gгр = mгр g = 125 981 = 1226 кН
По табл.2.8 [Казак с. 36] принимаю вес тележки Gт = 294 кН.
С учетом коэффициента неравномерности нагружения колес статическая нагрузка на одно колесо [см. рис. 6] будет равна:
Рисунок 6 – Схема нагрузок на ходовые колеса тележки
а) – в порожнем состоянии
б) – в груженом состоянии
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 = 418 кН выбираем двухребордное колесо диаметром 250 мм при [Pk max] = 50 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 250 мм а максимальная нагрузка на колесо Рст.max = 418 кН то выбираю по ГОСТ 3569-60 [Александров атлас конструкций с. 29] приводную колесную установку КУП-250 и неприводную КУН-250 имеющие следующие параметры:
- диаметр колеса: Dк = 250 мм;
- диаметр конца вала: d = 55 мм;
- диаметр цапфы: dц = 85 мм;
- ширина дорожки катания: В = 70 мм;
- число реборд: zреб = 2;
- масса приводной установки: mк у пр = 3107 кг ;
- масса неприводной установки: mк у н = 2958 кг.
Форма поверхности катания – цилиндрическая. Тип подшипника – роликовый радиальный сферический двухрядный с симметричными роликами.
Выбор подтележечного рельса
Для КУ-250 ГОСТ 3569-60 исходя из табл. 2.11 [Казак с.39] рекомендуют рельс Р-24 следовательно выбираю рельс Р-24 с выпуклой головкой ГОСТ 6368-82 [Казак с. 309].
Проверим соотношение ширины дорожки катания колеса В и головки рельса b: B – b = 70 – 51 = 19 мм что не меньше нормы указанной в табл. 2.12 [Казак с.40] следовательно неточность установки колес и укладки рельсов будет компенсироваться.
Рельс Р-24 имеет параметры:
- ширина головки: b = 51 мм;
- ширина основания рельса: bосн = 92 мм;
- расстояние от основания до нейтральной оси: y = 533 см;
- площадь поперечного сечения: F = 3179 см2;
- момент инерции сечения: J
- масса 1 погонного метра – 2490 кг
Определение сопротивлений передвижению тележки
Сопротивление создаваемое силами трения:
– коэффициент трения качения колеса по рельсу = 06 мм [Казак табл. 2.14 с. 40].
f – приведенный коэффициент трения скольжения в подшипниках колес f = 0015 [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 [Казак 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 – mк.п = Gтg – mк.п = 294981 – 205 = 3 т.
а – ускорение при разгоне мс2
а = (05 10) [a] = 05 015 = 0075 мс2
[a] – допускаемое ускорение [a] = 015 [Казак 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 МТ 011-6 ГОСТ 185-70 имеющий следующие параметры:
- мощность двигателя: Nдв = 14 кВт;
- частота вращения: nдв = 885 обмин ;
- диаметр конца вала:dв.дв = 25 мм;
- момент инерции ротора: Jр.дв = 0021 кг м2;
- масса двигателя: mдв = 51 кг.
Частота вращения колеса:
Требуемое передаточное число механизма:
Ориентировочно выбираем редуктор Ц2У-315Н с передаточным числом Up = 20 [Казак с. 299].
Принимаем класс нагружения механизма В2. Ему при заданной группе режима работы 4М соответствует класс использования А4 [24 табл. 1.2.3 с. 44].
По табл. 1.2.2 [24 с. 43] находим значение коэффициента нагружения К = 025.
Коэффициент переменности нагрузки . По табл. 1.2.1 [24 с. 42] находим машинное время работы механизма tмаш = 12500 ч.
Частота вращения тихоходного вала редуктора равна nт.в = n к = 38 обмин.
zт = 60 nт.в tмаш = 60 38 12500 =285 106 .
Суммарное число циклов контактных напряжений зуба шестерни тихоходной ступени редуктора: zp = zт Uт = 285 106 5 = 1425 106 .
Коэффициент долговечности: Кд = KQ Kt = 0629 10 = 0629. 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 [9 табл.2.20 с. 53].
Тр.э. = Кд Тр = 063 658 = 041 кН м
Тр.э. ТТ (04 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 15%
Редуктор имеет следующие параметры:
- передаточное число: Uр. = 20;
- момент на тихоходном валу: Тт = 86 кН м;
- суммарное межосевое расстояние: аw с = 315 мм;
- диаметр конца быстроходного вала: dв.б = 50 мм
- масса редуктора: m = 330 кг
Определение фактической скорости и КПД механизма
Фактическая скорость передвижения тележки:
rk – радиус ходового колеса м
скорость не отличается от заданной.
В механизме установлено 2 муфты: между двигателем и редуктором редуктором и приводной колесной установкой. КПД муфты принимаю м = 099.
мех = р м2 = 094 0992 = 092
данное значение мало отличается от значения пр = 09 поэтому перерасчет мощности не делаем.
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 (тихоходном) валу: Тм.н ≥ Тб.в.
Для быстроходного вала:
выбираем зубчатую муфту по ГОСТ 5006 - 83. Муфта имеет параметры:
- номинальный крутящий момент муфты: Тм.н = 1600 Н м;
- момент инерции муфты: Jм = 006 кг м2 ;
- масса муфты: mм = 92 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 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.
Учитывая требуемый диаметр тормозного шкива ширину колодок и диаметр быстроходного вала редуктора выбираю тормозной шкив 2-го исполнения по ОСТ 24.290.06-75 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
1. Механизм подъёма груза
Проверка двигателя механизма подъёма на время разгона
Диаметр барабана Dб = 400 мм; передаточное число механизма подъёма Uмех = 100.
Момент инерции вращающихся масс расположенных на быстроходном валу механизма:
Момент инерции при разгоне всех вращающихся частей механизма:
γ – коэффициент учета инерции вращающихся масс γ = 11 [Казак с. 85]
Масса поступательно движущихся частей механизма и груза:
Момент инерции при разгоне поступательно движущихся частей механизма и груза:
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 табл.2.17 с.42].
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:
мс2 01 мс2 что допустимо.
Проверка двигателя механизма подъёма на нагрев
Таблица 1 Сводная таблица по проверке двигателя на нагрев
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 заношу в табл. 1:
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 [Казак с. 88].
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 равна 03 с следовательно tр.под.G > 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.
2. Механизм передвижения тележки
Проверка двигателя механизма передвижения тележки
γ – коэффициент учета инерции вращающихся масс γ = 115 [Казак с. 85]
Статическое сопротивление:
Wст = Wтр + Wу = 05 + 006 = 056 кН.
Время разгона механизма передвижения тележки:
Среднее ускорение при таком времени разгона равно:
Проверка времени торможения механизма передвижения тележки
Момент инерции при торможении поступательно движущихся частей механизма и груза:
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:
Момент инерции поступательно движущихся частей тележки без груза:
Приведенный к валу двигателя момент инерции всех движущихся масс:
Сила статического сопротивления движению:
Wст.р.о = Wтр.о - Wу.о = 05 – 006 = 044 кН.
Статический момент при разгоне порожней тележки:
Угловое ускорение вала двигателя при трогании с места порожней тележки:
Момент сил инерции при разгоне вращающихся частей механизма:
Коэффициент учитывающий соотношение масс:
Динамический момент при разгоне:
Условие проверки запаса сцепления колес с рельсами имеет вид:
[Ксц] – допускаемый коэффициент запаса сцепления колеса тележки с рельсом [Ксц] = 1
Kсц – коэффициент запаса сцепления колеса тележки с рельсом
необходимый запас сцепления колес с рельсом при разгоне порожней тележки обеспечен.
Расчет сборочных единиц
Определение толщины стенки барабана
Барабан литой в качестве материала принимаем сталь 35Л допускаемое напряжение сжатия []сж = 1373 МПа [9 табл.5.1 с.93].
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 [9 с.93];
Fк – площадь сечения всех проволок каната мм2.
Еб – модуль упругости стенки бараьана Еб = 186300 МПа [9 с.93].
Так как > 2 и то допускаемые напряжения смятия необходимо понизить на С = 008 501 = 4% тогда МПа.
Окончательная толщина стенки барабана:
Из условия технлогии 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 2746 = 2197 МПа.
Устойчивость цилиндрической стенки проверим по условию:
[n] – допускаемое значение запаса устойчивости цилиндрической стенки [n] = 17 [9 с. 94].
n - запас устойчивости цилиндрической стенки.
≥ 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 [9 с.95];
γ - угол наклона боковой грани трапациевидного выреза в планке к вертикали γ = 40º;
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 = 15 [9 с. 95];
l - расстояние от дна канавки до верхней плоскости прижимной планки l = 295 мм.
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 [см. рис. 1.14].
Весом барабана принебрегаем. Принимаем расстояние от ступиц барабана до опор оси l2 = 200 мм. Длина оси барабана: l = L + (50 150) = 1932 + (50 150) = 1982 2082 мм принимаю l = 2020 мм [см. рис. 1.14]. Общая длина оси L = 2048 мм.
Нагрузки на ступицы барабана:
Рисунок 1.14 – Расчетная схема оси барабана с эпюрой
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 [2 с.76].
Диаметр оси под правой опорой:
К0 – коэффициент учитывающий конструкцию оси К0 = 25 [9 с.97].
[n] – допускаемый коэффициент запаса прочности [n] = 16 [9 с.97].
Принимаю диаметр оси барабана под правой опорой 95 мм диаметр оси барабана под правой ступицей dс = 115 мм [см. рис. 1.15]. Длина ступицы: lc= (10 15) dс = (10 15) 115 = 115 172 мм принимаю длину ступицы lc= 130 мм. Исходя из этого конструируем ось барабана [см. рис. 1.15].
Рисунок 1.15 – 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 сеченияхпрочность оси также обеспечена.
Соединение обечайки барабана со ступицей
Соединение обечайки барабана со ступицей осуществляю болтами из стали 40Х (ГОСТ 7796-70) предел текучести т = 330 МПа.
Диаметр окружности установки болтов:
Dокр = (13 14) Dз = (13 14) 336 = 436 470 мм принимаю 450 мм
Dз – наружный диаметр зубчатого венца вала редуктора мм
Усилие действующее на окружность установки болтов:
Расчетное число болтов:
mб – число установленных болтов mб = 8[9 с. 97].
Допускаемое напряжение среза:
К1 – коэффициент безопасности К1 = 13 [9 с.97].
К2 – коэффициент нагрузки К2 = 11 [9 с.97].
м принимаю болт М12.
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 1000) [20 с. 44] его параметры: D = 170 мм; d = 95 мм; В = 32 мм; С = 63700 Н; С0 = 37000 Н.
Подшипник в зубчатом соединении редуктора с барабаном – шариковый радиальный однорядный Тип 120 (ГОСТ 8338-75) его параметры: D = 150 мм; d = 100 мм; В = 24 мм; С = 42300 Н; С0 = 38300 Н [20 с. 33].
Статическая нагрузка на сферический двухрядный подшипник Q = R2 = 28747 Н.
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
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 конечного выключателя механизма передвижения тележки
Правилами Госгортехнадзора а также стандартом СЭВ 725 - 77 на грузоподъёмных кранах с электрическим приводом предусмотрена установка концевых выключателей для автоматической остановки грузовой тележки если её скорость превышает 0533 мс.
Концевой выключатель механизма передвижения грузовой тележки устанавливают таким образом чтобы в момент выключения тока расстояние от буфера до упоров составляло не менее половины пути торможения.
Поскольку положение выключателя зависит от тормозного пути определим приведенный момент сопротивления передвижению тележки в порожнем состоянии и время торможения.
Приведенный момент сопротивления передвижению тележки:
Wтр.о – сила сопротивления передвижению при работе без груза и коэффициенте трения реборд kp = 1. Н [см п. 1.1.2.11].
Время торможения для тележки работающей в помещении:
γ - коэффициент учитывающий влияние маховых масс второго и последующих валов;
J1 - момент инерции масс расположенных на первом валу механизма кг м2 ;
nдв - номинальная частота вращения электродвигателя обмин;
mт - масса грузовой тележки кг
D - диаметр ходового колеса м
U - передаточное число механизма;
мех - к.п.д. механизма;
Тт.р - тормозной момент тормоза Н м;
Ттр.0 - момент сопротивления передвижению грузовой тележки при торможении приведённый к валу тормоза Н м.
Тормозной путь с учетом времени отключения тормоза tз = 1 с:
Vт - номинальная скорость грузовой тележки мс
tт - время торможения с
tз - время отключения (затормаживания) тормоза с
Так как скорость передвижения тележки менее 1 мс то устанавливаем четыре односторонних резиновых буфера на раме тележки в местах крепления букс ходовых колёс а на мосту крана – упоры.
Положение выключателя механизма передвижения грузовой тележки:
lб - расстояние между упорами на грузовой тележке
lб = Bт - 2 lку = 36 – 2 018 = 324 м
Вт - база тележки Вт =36 м
lку - расстояние от оси колеса до упора lку = 018 м
lл - длина линейки которая должна быть не менее половины тормозного пути грузовой тележки lл 05 Sт = 05 14 = 07 м принимаю lл = 1 м.
Δ – путь тележки за время работы рычага выключателя Δ = 006 м.
В качестве конечного выключателя принимаем рычажный выключатель с самовозвратом тип КУ 701 который включаем в цепь управления двигателя.
Техническая характеристика концевого выключателя КУ - 701:
- привод - рычажный с самовозвратом;
- допуск на положение линейки - ± 4мм;
- скорость движения механизма - 008 + 25 мс;
- число включений в час - 600;
- включаемый ток – J =10А;
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 1 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: [9 с.106]. Принимаю
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 = 666 Н м [25]. Данный буфер подходит для грузовой тележки т.к. 601 Н м 666 Н м.
Список используемой литературы
Казак С.А. «Курсовое проектирование грузоподъемных машин».
Гохберг «Справочник по кранам» Т.2

Механизм подъема.cdw

0602КП06.084.КПП1632.000.001.
*Размеры для справок.
Кран изготовлен в соответствии с техническими условиями
предприятия-изготовителя утверждёнными Госгортехнадзопром
Изображённое положение рым-болта строго соблюдать при
необходимости рым-болт допускается вращать.
Технические требования