Кран козловой с опорной тележкой г/п 25 т

Спецификация ходового колеса 1.dwg

СФУ ИНиГ КР-190205.65 20.000 СБ
ИНиГ СФУ гр. НГ 06-02
СФУ ИНиГ КР-190205.65 20.100
СФУ ИНиГ КР-190205.65 20.200
СФУ ИНиГ КР-190205.65 20.600
СФУ ИНиГ КР-190205.65 20.700
СФУ ИНиГ КР-190205.65 20.800
СФУ ИНиГ КР-190205.65 20.900
СФУ ИНиГ КР-190205.65 20.300
СФУ ИНиГ КР-190205.65 20.400
СФУ ИНиГ КР-190205.65 20.500

Механизм передвижения тележки.dwg

СФУ ИНиГ КР-190205.65 20.000 ВО
Механизм передвижения тележки
ИНиГ СФУ гр. НГ 06-02
Техническая характеристика
Кинематическая схема механизма передвижения тележки

Схема 6.2.dwg

Спецификация механизма подъема.dwg

СФУ ИНиГ КР-190205.65 10.000 СБ
ИНиГ СФУ гр.НГ 06-02
СФУ ИНиГ КР-190205.65 10.000
СФУ ИНиГ КР-190205.65 10.100
СФУ ИНиГ КР-190205.65 10.200
СФУ ИНиГ КР-190205.65 10.300
СФУ ИНиГ КР-190205.65 10.400

Механизм подъема.dwg

СФУ ИНиГ КР-190205.65 10.000 СБ
ИНиГ СФУ гр. НГ06-02
*Размеры для справок.
Допуск радиального биения тормозного шкива после посадки на вал
приварить после установки и выверки редуктора
обеспечив их плотное прилегание к лапам.
Нестандартный шов выполнить ручной электродуговой сваркой.
Сварные швы по ГОСТ5264-80
наплавленый металлэлектрод Э50А
Контроль сварных швов- внешний осмотр 100 измерение не менее
чем в двух местах по длине каждого шва.
Техническая характеристика
Кинематическая схема механизма подъема
Схема запасовки каната

Кран козловой.dwg

СФУ ИНиГ КР-190205.65 ВО
ИНиГ СФУ гр. НГ 06-02
Главная балка (мост)
Захват противоугонный
Механизм передвижения тележки
Техническая характеристика
Механизм передвижения крана
Скорость передвижения крана
Скорость передвижения тележки
Кинематическая схема механизма подъема
Кинематическая схема механизма передвижения тележки
Кинематическая схема механизма передвижения крана
Схема запасовки каната

Ходовое колесо крана.dwg

СФУ ИНиГ КР-190205.65 20.000 СБ
ИНиГ СФУ гр. НГ06-02
Перед сборкой смазочные канавки прочистить путем
продувки сжатым воздухом.
проверить поступление смазки к подшипникам
продавливанием смазки шприцем.

Федеральное агентство по образованию.doc

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
Федеральное государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«СИБИРСКИЙ ФЕДЕРАЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»
«КАФЕДРА ПОДЪЁМНО-ТРАНСПОРТНЫЕ МАШИНЫ И РОБОТЫ»
Кран козловой с опорной тележкой
Назначение область применения и техническая характеристика крана 4
Расчет металлоконструкции 5
Расчет механизма подъема 12
1 Выбор полиспастной системы расчет и выбор типа каната 13
2 Определение основных размеров и числа оборотов барабана .15
3Расчет и выбор электродвигателя ..19
4 Расчет и выбор редуктора ..20
5 Выбор муфт . .. .. 22
6 Выбор тормоза .. .24
7 Расчет параметров неустановившегося движения . 26
8 Компоновка механизма подъема .29
Расчет механизма передвижения тележки .. .30
1 Выбор кинематической схемы . 30
2 Выбор колес и колесных установок 30
4 Ветровая нагрузка на тележку крана . ..33
5 Сопротивление передвижению тележки .34
6 Расчет и выбор электродвигателя 36
7 Расчет и выбор редуктора .37
10 Компоновка механизма передвижения тележки ..47
Расчет механизма передвижения крана . .. .. . ..48
1 Выбор кинематической схемы . .. 48
2 Выбор ходовых колес крана . . 48
4 Определение сопротивлений передвижению крана ..50
5 Расчет и выбор электродвигателя .52
6 Расчет и выбор редуктора .54
9 Компоновка механизма передвижения крана .63
Расчёт на прочность ходовых колес крана ..64
Список используемых источников 74

Поянительная записка.doc

Техническое задание было выдано на кафедре «Подъёмно-транспортные машины и роботы». На основании этого задания был разработан курсовой проект по теме «Кран козловой с опорной тележкой». В ходе разработки проекта были выполнены пояснительная записка чертежи (общий вид крана общий вид механизма передвижения тележки сборочный чертеж механизма подъема и сборочный чертеж приводного ходового колеса крана). Цель проекта – углубление и закрепление знаний по дисциплине “Грузоподъемные машины”.
НАЗНАЧЕНИЕ ОБЛАСТЬ ПРИМЕНЕНИЯ И ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА КРАНА
Большое применение в промышленности имеют козловые краны предназначенные для механизации перегрузочных и складских работ. Краны общего назначения обычно имеют грузоподъемность 32 50 т пролеты 10 40 м высоту подъема 7 16 м. Козловые краны грузоподъемностью свыше 8 т применяют для обслуживания складов длинномерных грузов открытых полигонов заводов железобетонных изделий отгрузочных площадок машиностроительных заводов и т. д. При пролетах до 35 м оправдано использование кранов с двухбалочными мостами и простыми двухрельсовыми опорными грузовыми тележками мостовых кранов. Размещение подвески между мостами позволяет на 10 15 % уменьшить высоту крана хотя следует отметить что двухбалочные мосты сложны в изготовлении и металлоемки. В данной работе проектируем козловой кран общего назначения нормального исполнения с двумя жестко закрепленными опорами и гибкой подвеской грузозахватного органа. Металлоконструкции кранов нормального исполнения выполняют из листов; механизмы таких кранов состоят из отдельных агрегатов соединенных зубчатыми муфтами; зубчатые передачи выполнены в виде отдельных редукторов ходовые колеса установлены на угловых буксах. На рисунке 1.1 представлена схема козлового крана.
мост; 2 опора; 3 кабина управления;
балансирная тележка; 5 грузовая тележка.
Рисунок 1.1 Козловой кран
РАСЧЕТ МЕТАЛЛОКОНСТРУКЦИИ
Т. к. режим работы крана – средний и температурный режим 40 +35С выбираем низколегированную сталь марки 09Г2С ГОСТ 1928273:
процентное содержание углерода (009%);
Г2 процентное содержание легирующего элемента марганца (1-2%);
С процентное содержание легирующего элемента кремния (03-1%).
Расчет на основные и дополнительные нагрузки:
2 Определение действующих нагрузок на пролетную балку
Определяем собственный вес пролетной балки согласно графику 1в 10 с. 9:
С учетом среднего режима работы и изготовления из низколегированной стали:
Определяем погонный вес пролетной балки кНм:
Собственный вес грузовой тележки 9 с. 36 кН:
Вес кабины крановщика зависит от условий работы крана от типа кабины и завода изготовителя. В случае отсутствия данных аналогов веса кабин можно брать по таблице 2.1.
Таблица 2.1 – Вес кабин
Кабина открытого типа
Кабина закрытого типа
Электроаппаратура в кабине
Закрытая кабина с электроаппаратурой и кондиционером
Панели электрооборудования на площадках моста
Выбираем кабину закрытого типа с электроаппаратурой и кондиционером. С учетом того что на балку действует примерно половина веса кабины:
Определим вертикальные подвижные нагрузки от давления колес грузовой тележки.
Рисунок 2.1 – Схема давления на колеса грузовой тележки
Давления на колеса грузовой тележки кН:
гдеk = 11 и k = 09 – коэффициенты неравномерного давления колес.
Расчетное давление колес грузовой тележки с учетом динамических нагрузок возникающих при работе механизма подъема крана (комбинация А) и при передвижении крана (комбинация Б) определяются по следующим формулам:
где коэффициент динамики для поднимаемого груза для среднего режима работы ;
= 1 коэффициент толчков учитывающий динамические нагрузки возникающие при передвижении крана с грузом (принимается в зависимости от скорости передвижения крана).
Определим максимальный изгибающий момент кН·м:
4 Определение геометрических параметров элементов поперечного сечения пролетной балки
На рисунке 2.1 приведено поперечное сечение балки.
Рисунок 2.1 – Поперечное сечение балки с рельсом между стенками
Оптимальная высота пролетной балки м:
где момент сопротивления поперечного сечения м3;
Момент сопротивления поперечного сечения м3:
где максимальный изгибающий момент кН·м;
допускаемое напряжение для расчета пролетной балки МПа.
Полученную величину увеличим на 20%:
Для грузоподъемности 32 тонны .
Согласно ВНИИПТМаш высота пролетной балки м:
Расстояние между стенками м:
Принимаем т. к. для обеспечения удобства проведения сварочных работ оно не должно быть меньше этого значения.
Величина свеса определяется типом сварки. При ручной сварке при автоматической и полуавтоматической сварке . Принимаем .
Ширина полок (рельс между стенками) м:
гдеb0 – расстояние между стенками м;
ст – толщина стенки м;
b1 – величина свеса м.
Проверка: условие выполняется
Толщина верхней полки м:
Толщина нижней полки м:
Полученные толщины уточняем по сортаменту на широкополосную сталь. Принимаем .
Для сжатых верхних полок необходимо соблюдать условие:
условие выполняется.
Проверка: условие выполняется.
Расчет механизма подъема
Общий расчет механизма подъема груза включает выбор крюка с подвеской полиспаста двигателя редуктора муфт тормоза выбор каната расчет барабана.
Необходимо рассчитать механизм подъема груза электрического козлового крана грузоподъемностью Q = 20000 кг для механизации перегрузочных работ на открытых площадях предприятий. Скорость подъема груза г= 016 мс. Высота подъема H = 12 м. Группа классификации механизма М3 в соответствии с ИСО 4301186 в соответствии с ГОСТ 2583583 – 3М. Кинематическая схема привода механизма подъема показана на рисунке 3.1.
- электродвигатель; 2 - муфта 3 - промежуточный вал; 4 - муфта;
- тормоз; 6 - редуктор; 7 - барабан.
Рисунок 3.1 – Кинематическая схема привода механизма подъема
Механизм подъема приводится в движение от кранового электродвигателя 1 соединяемого с цилиндрическим двухступенчатым редуктором 6 с помощью зубчатых муфт 2 и 3. Последняя муфта снабжена тормозным шкивом с которым взаимодействует колодочный электромагнитный тормоз 5. Барабан 7 закреплен на оси опирающейся на два роликовых сферических подшипника позволяющих компенсировать перекосы оси относительно выходного вала редуктора 6. Барабан с редуктором соединяется с помощью специальной зубчатой муфты одна часть которой (внутренняя) выполнена вместе с тихоходным валом редуктора другая часть входит в состав барабана.
1 Выбор полиспастной системы расчет и выбор типа каната
Кратность полиспаста механизма подъема выбирается в зависимости от типа полиспаста и грузоподъемности механизма 1 с.55. Принимаем сдвоенный четырехкратный полиспаст. Схема запасовки каната показана на рисунке 3.2.
барабан; 2 верхние блоки; 3 уравнительный блок;
канат; 5 крюковая подвеска
Рисунок 3.2 Схема запасовки каната
Наибольшее натяжение ветви каната H:
гдеQ = 20000 номинальная грузоподъемность крана кг;
Gз = 586 – масса крюковой подвески кг;
z = 2 – число полиспастов в системе;
а = 4 – кратность полиспаста;
п = 096 – КПД полиспаста.
Выбор стального каната производится в соответствии с Правилами Ростехнадзора. Расчетное разрывное усилие в канате Н:
гдеzp = 3 минимальный коэффициент использования каната для группы классификации механизма М3 по ИСО 43011.
Выбираем по ГОСТ 268880 канат двойной свивки типа ЛКР конструкции 619 (1 + 6 + 66) + 1о.с. диаметром d =14 мм имеющий при маркировочной группе проволок 1770 МПа минимальное разрывное усилие F = 131000 H. Канат грузовой (Г) первой марки (I) из проволоки без покрытия () правой крестовой свивки () нераскручивающийся (Н) обозначается: 14ГIH1770 ГОСТ 268880.
Фактический коэффициент использования каната:
гдеF=105180 – Разрывное усилие каната Н;
S=35060– наибольшее натяжение ветви каната Н;
z=3 – минимальный коэффициент использования каната
Выбираем подвеску крюковую с четырьмя блоками для Q = 25 т (рисунок). Геометрические параметры приведены в таблице.
Рисунок3.3 Конструктивная схема крюковой подвески
Таблица 3.1– Основные данные крюковой подвески
Определяем размеры блоков минимальный диаметр блока мм:
где d = 14 диаметр каната мм;
h2 = 18 коэффициент выбора диаметра блока 4.
Диаметр блоков выбранной крюковой подвески Dбл = 560 мм что удовлетворяет условию.
Диаметр верхних блоков принимаем Dв.бл = 560 мм.
Определим диаметр уравнительного блока мм:
гдеh3 = 14 – коэффициент выбора диаметра уравнительного блока 4.
Принимаем диаметр уравнительного блока Dур.бл = 400 мм.
2 Определение основных размеров и числа оборотов барабана
Барабаны выполняют литыми из чугуна или стали и сварными стальными. На рисунке 3.4 представлена схема размеров барабана.
Рисунок 3.4 Схема размеров барабана
Минимальный диаметр барабана по дну канавки:
где d=14 - диаметр каната мм;
h1=16 - коэффициент выбора диаметра барабана 4
В соответствии с рядом предпочтительных чисел размеров выбираем барабан диаметром Dб=500 мм=05 м.
t =(11..12)·14=16 мм
Толщина стенки литого чугунного барабана:
Для уменьшения металлоемкости барабана принимаем толщину его стенки =17 мм.
Принимаем в качестве материала барабана чугун марки СЧ 15 ( []=130 МПа) найдем напряжение сжатия в стенке барабана:
где S=35060 - усилие в канате Н;
t=16 - шаг нарезки мм;
[] - допускаемое напряжение сжатия для материала барабана МПа
Т. к. условие выполняется с большим запасом примем толщину стенки равную 16 мм.
Действующие напряжения меньше допускаемого поэтому выбранная толщина стенки обеспечивает требуемую прочность.
LБ=2(lр+lраз+lг)+l0 (3.9)
l0- длина свободной (не нарезанной) части барабана.
Длина рабочей части барабана:
где Н=12 - высота подъема м;
a=4 – кратность полиспаста;
DБ=05 – диаметр барабана м;
d=0014 – диаметр каната м;
t=0016 - шаг нарезки м
Длина части барабана на которой размещаются разгружающие витки:
Определяем длину гладкой части барабана:
Приняв расстояние между правой и левой нарезками на барабане (длина не нарезанной части) равными расстоянию между ручьями блоков в крюковой обойме l0=0462 м найдем полную длину барабана (см. формулу 3.9):
LБ=2(0634+0032+0048)+0462=189 м
При расчете длины барабана должно выполняться условие:
данное условие выполняется оставляем ранее выбранный размер.
Определяем частоту вращения барабана:
где г = 016 скорость подъема груза мс;
a = 4 – кратность полиспаста;
DБ = 05 – диаметр барабана м.
Определяем требуемую угловую скорость барабана сек -1:
где nБ = 244 частота вращения барабана обмин.
3 Расчет и выбор электродвигателя
Находим требуемую статическую мощность электродвигателя кВт:
гдег = 016 скорость подъема груза мс;
м = 085 КПД механизма;
Q = 20000 масса поднимаемого груза кг;
Gз = 586 – масса крюковой подвески кг.
Из 2 с. 251 выбираем крановый электродвигатель с фазным ротором 4MTH 225L6 имеющим номинальную мощность Nд=65 кВт; частоту вращения n = 950 обмин; угловую скорость д = 994 сек-1; момент инерции ротора Ip=38 кг·м2; массу 500 кг. Габаритная схема электродвигателя представлена на рисунке 3.5.
Рисунок 3.5 Габаритная схема электродвигателя 4MTH 225L6 и его размеры
Основные габаритные и установочные размеры представлены в таблице 3.2
Таблица 3.2 Основные габаритные и установочные размеры
4 Расчет и выбор редуктора
Передаточное число привода от двигателя до барабана:
где Б = 32 – угловая скорость барабана сек-1;
Д = 994 – угловая скорость двигателя сек-1
В соответствии со стандартным рядом принимаем передаточное число привода округляя его в меньшую сторону i = 3242.
Расчетная мощность редуктора:
при kр=1 – коэффициент учитывающий условия работы редуктора 1 с.40 и мощности электродвигателя Nд = 65 кВт:
По передаточному числу и мощности выбираем редуктор цилиндрический двухступенчатый горизонтальный крановый имеющий тихоходный вал с зубчатым венцом типоразмера Ц2-650 с номинальным передаточным числом ip=3242 и мощностью на быстроходном валу для группы классификации механизма М4 - Np =75 кВт.редуктора 1100 кг 3 с.218. Габаритная схема редуктора Ц2-650 показана на рисунке 3.6.
Рисунок 3.6 - Габаритная схема редуктора Ц2-650 и его размеры
Основные размеры редуктора представлены в таблице 3.3
Таблица 3.3 - Основные размеры редуктора
Фактическая частота вращения барабана:
где nД = 950 – частота вращения электродвигателя обмин;
iр = 3242 – фактическое передаточное число редуктора
Определяем фактическую скорость подъема груза которая не должна отличаться от заданной более чем на 5%:
гдеDБ =05 – диаметр барабана м;
фактическая частота вращения барабана обмин;
a = 4 – кратность полиспаста.
Эта скорость отличается от заданной на 4% что допустимо.
Момент статического сопротивления на валу двигателя в период пуска с учетом того что на барабан навиваются две ветви каната:
где Sб = 35060 усилие в канате набегающем на барабан Н;
б = 096 КПД барабана 1 с.23;
пр = 096 КПД привода барабана 1 с.127;
z = 2 число ветвей каната закрепленных на барабане;
Dб = 05 диаметр барабана м.
-при опускании груза:
Момент передаваемый муфтой принимается равным моменту статических сопротивлений:
Номинальный момент на валу двигателя Н·м:
где Nд = 65 мощность электродвигателя кВт;
n = 950 – частота вращения электродвигателя обмин.
Расчетный момент для выбора зубчатой муфты Н·м:
гдеk1 = 13 коэффициент учитывающий степень ответственности механизма 1 с. 42;
k2 = 11 коэффициент учитывающий режим работы механизма 1 с. 42.
Выбираем ближайшую по требуемому крутящему моменту зубчатую муфту №3 1 с.339 с тормозным шкивом диаметром Dт=300 мм с шириной Bт=145 мм и наибольшим передаваемым крутящим моментом 3150 Н·м. Момент инерции муфты Iм=06 кг·м2.муфты 30 кг. На рисунке представлена габаритная схема муфты типа МЗП с тормозным шкивом.
Рисунок 3.7 - Габаритная схема зубчатой муфты с тормозным шкивом
Так как в механизме присутствует промежуточный вал выбираем по ГОСТ 5006-83 вторую зубчатую муфту №6 с наибольшим передаваемым крутящим моментом 2500 Н·м и моментом инерции муфты Iм=047 кг·м2. На рисунке 3.8 представлена габаритная схема зубчатой муфты.
Габаритная схема зубчатой муфты с промежуточным валом представлена на рисунке 3.8.
Рисунок 3.8 - Габаритная схема зубчатой муфты с промежуточным валом
Основные размеры муфты МЗП представлены в таблице 3.3
Таблица 3.4 - Основные размеры муфты МЗП
максимальный момент Нм
Расчет муфты соединяющей редуктор с барабаном не проводят т.к. конец тихоходного вала редуктора выполнен в виде зубчатого венца.
Механизмы подъема груза должны быть снабжены тормозами нормально закрытого типа автоматически размыкающимися при включении привода.
Статический момент от груза приведенный на быстроходный вал:
гдеобр – КПД при обратном движении (движение механизма под действием груза при отключенном приводе) для зубчатого редуктора обр = 095;
м = 089 КПД механизма;
d = 0014 – диаметр каната м.
КПД при подъеме груза:
гдеп = 096 – КПД полиспаста;
м – КПД муфты для зубчатых муфт м = 099;
б = 096 КПД барабана;
s = 2 – число муфт в приводе;
обр = 095 – КПД при обратном движении.
По полученным данным находим момент от груза на валу тормозного шкива:
Необходимый по нормам Ростехнадзора момент создаваемый тормозом выбирается из условия:
гдеkТ коэффициент запаса торможения. Тормоз механизма подъема груза должен обеспечивать тормозной момент с коэффициентом запаса торможения не менее 15; примем =15.
Выбираем тормоз ТКГ-300 с тормозным моментом 800 Н·м диаметром тормозного шкива DT=300 мм.тормоза 100 кг 1 с.341. Регулировкой можно получить требуемый тормозной момент МТ=568 Н·м.
На рисунке 3.9 представлена габаритная схема двухколодочного тормоза с электрогидравлическим толкателем (ТКГ).
Рисунок 3.9 Габаритная схема тормоза типа ТКГ.
Основные размеры тормоза типа ТКГ-300 представлены в таблице 3.5
Таблица 3.5 - основные размеры тормоза типа ТКГ-300
7 Расчет параметров неустановившегося движения
Мн = 1000NД =100065 994 = 654 Н·м;
Мсп = 155Мн =10137 среднепусковой момент двигателя Н·м;
=547 - момент статический при подъеме Н·м;
=4645 – момент статический при торможении Н·м;
Мт= - момент тормозной Н·м;
=994 - номинальная угловая скорость двигателя с-1;
Ip=38 - момент инерции ротора кг·м2;
Iм=008 - момент инерции зубчатой муфты кг·м2;
Iм=06 - момент инерции зубчатой муфты с тормозным шкивом кг·м2.
Момент инерции вращающихся масс:
где Ip=38 - момент инерции ротора кг·м2;
Iм=008 и Iм=06 - моменты инерции муфт кг·м2
Параметр uв приведения направления движения полиспаста к валу двигателя:
где DБ = 05 – диаметр барабана м;
iр= 3242 – передаточное число редуктора
Момент инерции поступательных и вращательных масс приведенных к быстроходному валу:
гдеIв=538 - момент инерции вращающихся масс кг·м2;
uв=0002 - параметр приведения направления движения полиспаста к валу двигателя м
Расчет времени неустановившегося движения t ускорения a и пути перемещения l.
Определяем время разгона при подъеме груза:
где I=546 - момент инерции всех движущихся масс кг·м2;
Мсп = 10137 - среднепусковой момент двигателя Н·м;
=587 - момент статический при подъеме Н·м
Время разгона при опускании груза:
Время торможения при опускании груза:
Время торможения при подъеме крюковой подвески без груза:
где Мт = 708 тормозной момент Н·м
Расчетные значения ускорения и пути перемещения определяются соответственно по формулам и где =02 мс –заданная скорость подъема груза.
Расчетные значения ускорения и пути перемещения представлены в таблице 3.6.
Таблица 3.6 - Расчетные значения ускорения и пути перемещения
Разгон при подъеме груза
Разгон при опускании груза
Торможение при опускании груза
Торможение при подъеме подвески без груза
Компоновка механизма подъема груза
На основе рассчитанных параметров и выбранных элементов механизма подъема производим компоновку всех его составных частей их взаимное расположение в масштабе представлено на рисунке 3.10.
Механизм подъема приводится в движение от кранового электродвигателя соединяемого с цилиндрическим двухступенчатым редуктором с помощью зубчатых муфт. Последняя муфта снабжена тормозным шкивом с которым взаимодействует колодочный электромагнитный тормоз. Барабан закреплен на оси опирающейся на два роликовых сферических подшипника позволяющих компенсировать перекосы оси относительно выходного вала редуктора.
Рисунок 3.10 Компоновка механизма подъема
Расчет механизма передвижения тележки
1 Выбор кинематической схемы
Расчет механизма передвижения тележки заключается в подборе и расчете ходовых колес определении сопротивлений передвижению выборе электродвигателя редуктора муфт и тормоза. Необходимо рассчитать механизм передвижения опорной тележки козлового крана грузоподъемностью Q=20000 кг. Скорость передвижения тележки т=1 мс. Группа классификации крана 3К в соответствии с ГОСТ 25835 - 3М. Пролет крана L=32 м. Кран работает на открытом воздухе.
Выбранная кинематическая схема механизма передвижения тележки с центральным приводом и тихоходным трансмиссионным валом показана на рисунке. Предпочтительно расположение редуктора посередине между приводными ходовыми колесами. При этом обе половины трансмиссионного вала закручиваются под нагрузкой на одинаковый угол что способствует одновременному началу движения приводных колес и ликвидации перекосов.
- ходовое колесо; 2 - муфта зубчатая типа МЗП; 3 - промежуточный вал; 4 – муфта зубчатая типа МЗП; 5 – редуктор; 6 - муфта упругая втулочно-пальцевая с тормозным шкивом; 7 - тормоз; 8 - электродвигатель.
Рисунок 4.1 - Кинематическая схема механизма передвижения тележки
2 Выбор колес и колесных установок
Число ходовых колес тележек зависит от грузоподъемности крана.
Типоразмер колес определяется их диаметром который выбирается по табл. 3.1 2 c.53 в зависимости от максимальной статической нагрузки приходящейся на одно колесо:
где – максимальная статическая нагрузка на одно колесо;
–допускаемая нагрузка на одно колесо.
определяется из условия того что нагрузка на ходовые колеса от веса поднимаемого груза веса тележки а также узлов и агрегатов смонтированных на ней распределяется равномерно на все опоры:
где – коэффициент неравномерности ;
– грузоподъемность крана кН;
– вес крюковой подвески кН;
– количество ходовых колес.
Согласно таблице 2.11 9 c.39 принимаем диаметр колеса . По ГОСТ 24.090.09-75 принимаем для приводных колес установку типа – К2РП для ведомых колес установку типа – К2РН. Схемы колес приведены на рисунке. Параметры колесных установок занесем в таблицу.
Рисунок 4.2 – Колесные установки (слева К2РП справа К2РН)
Таблица 4.1 – Размеры крановых колес на угловых буксах
Продолжение таблицы 4.1
В качестве подтележечных и подкрановых рельсов можно использовать рельсы как с выпуклой головкой (типы Р и КР) так и плоские. Типоразмер рельса определяем по таблице 2.11 1 c.39 в зависимости от максимальной статической нагрузки на колесо таковым является типоразмер рельса с выпуклой головкой Р43 ГОСТ 7173-54 3 с. 325. Поперечное сечение рельса представлено на рисунке 4.3 основные размеры сведены в таблицу 4.2.
Рисунок 4.3 – Поперечное сечение рельса типа Р24
Таблица 4.2 – Основные данные железнодорожных рельсов узкой и широкой колеи
4 Ветровая нагрузка на тележку крана
Различают ветровую нагрузку в нерабочем и рабочем состояниях. Рассчитаем ветровую нагрузку на тележку крана в нерабочем состоянии.
Полная ветровая нагрузка на тележку крана в нерабочем состоянии:
гдеpHP распределенная ветровая нагрузка Па;
расчетная площадь тележки м2.
гдеq – динамическое давление ветра принимаем q=450 Па;
k – коэффициент учитывающий изменение динамического давления по высоте над поверхностью земли. Принимаем k =11;
с – коэффициент аэродинамической силы с = 12;
n – коэффициент перегрузки для нерабочего состояния n = 11.
Для расчета площади тележки нужно знать ширину и высоту тележки. Ширину тележки принимаем равной колеи тележки Кт=23 м а высоту выбираем исходя из условий удобства проведения ремонтных работ Нт = 15 м.
Рассчитаем ветровую нагрузку на тележку крана в рабочем состоянии.
Полная ветровая нагрузка на тележку крана в рабочем состоянии:
гдеpP распределенная ветровая нагрузка Па;
гдеq – динамическое давление ветра принимаем q=250 Па;
n – коэффициент перегрузки для рабочего состояния n = 1.
Полная ветровая нагрузка на тележку в рабочем состоянии:
где ветровая нагрузка на тележку крана Н;
ветровая нагрузка на груз Н.
гдерр распределенная ветровая нагрузка на груз в рабочем состоянии Па;
Аг – расчетная площадь груза м2. Выбирается в зависимости от его номинальной массы Аг = 20 м2.
5 Сопротивление передвижению тележки
Полное сопротивление Fпер (кН) передвижению тележки в период разгона включает в себя следующие составляющие:
гдеFтр – сопротивление создаваемое силами трения кН;
Fукл – сопротивление создаваемое уклоном подтележечного пути кН;
Fв сопротивление создаваемое ветром кН;
Fин сопротивление создаваемое инерцией вращающихся и поступательно движущихся масс тележки кН;
Fгиб – сопротивление создаваемое раскачиванием груза на гибкой подвеске кН.
Сопротивление создаваемое силами трения:
где=06 - коэффициент трения качения колеса по рельсу 9 таб. 2.13 с. 40;
=0015 - приведенный коэффициент трения скольжения в подшипниках колес 9 таб. 2.14 с. 40;
kдоп - коэффициент дополнительных сопротивлений определяемых в основном трением реборд о головку рельса и трением элементов токосъемного устройства выбираем по таблицы из справочника (kдоп=2);
Gт – вес тележки кН;
Gгр – вес номинального груза кН;
D – диаметр колеса мм;
dц – диаметр цапфы вала колеса мм:
Сопротивление создаваемое уклоном:
гдеα – уклон рельсового пути для тележки α=0002;
Сопротивление создаваемое силами инерции:
где коэффициент учитывающий инерцию вращающихся частей механизма (при скорости передвижения 1 мс – =125);
масса поступательно движущегося объекта (тележки или крана) т;
а – ускорение при разгоне мс2 значение а предварительно можно принять равным а = 01 мс2;
Сопротивление создаваемое раскачиванием груза на гибкой подвеске кН:
гдеmГ – масса груза т;
mП – масса подвески т.
6 Расчет и выбор электродвигателя
Выбор электродвигателя для механизма передвижения крановых тележек производят по статической мощности при которой обеспечивается надлежащий запас сцепления ходового колеса с рельсом исключающий возможность буксования при передвижении тележки без груза в процессе пуска.
Определим статическую мощность электродвигателя:
где т =1 - скорость передвижения тележки мс;
=085 - КПД механизма 1 с.23;
Fпер=23700 - сопротивление передвижению тележки Н
Номинальная мощность электродвигателя принимается равной или несколько большей статической мощности. С учетом этих указаний из 1 с. 313выбираем крановый электродвигатель с фазным ротором MTF 312-6 имеющим для группы классификации механизма М4 номинальную мощность Nд=175 кВт; частоту вращения n=950 обмин; Момент инерции ротора Ip=0312 кг·м2; максимальный пусковой момент двигателя Mп=480 Н·м и массой 210 кг. На рисунке показана габаритная схема электродвигателя MTF 312-6. Основные габаритные и установочные размеры представлены в таблице.
Номинальный момент двигателя:
гдеNд=27 – номинальная мощность электродвигателя кВт;
n=950– частота вращения обмин
Рисунок 4.4 - Габаритная схема электродвигателя MTF 312-6
Таблица 4.3 - Основные габаритные и установочные размеры
7 Расчет и выбор редуктора
Частота вращения ходового колеса:
Требуемое передаточное число привода:
где - статическая мощность электродвигателя кВт;
– коэффициент учитывающий условия работы редуктора 1 с. 40.
Исходя из полученной мощности и требуемого передаточного числа выбираем для группы классификации механизма М3 редуктор типа ВКУ-610М 9 с. 299 номинальная передаваемая мощность которого Nр=32 кВт с передаточным числом ip=19.8. Габаритная схема редуктора представлена на рисунке 4.5. Основные размеры редуктора представлены в таблице 4.4.
Рисунок 4.5 - Габаритная схема редуктора ВКУ-610М и его размеры
Таблица 4.4 - Основные размеры редуктора
Всего в данном механизме передвижения тележки исходя из выбранной кинематической схемы используются пять муфт – одна упругая втулочно-пальцевая с тормозным шкивом и четыре зубчатых.
Номинальный момент передаваемый муфтой электродвигателя:
где Fпер =23700 - сопротивление передвижению тележки с номинальным грузом Н;
Dк = 04 – диаметр ходового колеса м;
Расчетный момент для выбора муфты:
гдеk1=12 коэффициент учитывающий степень ответственности механизма 1 с.42;
k2=12 коэффициент учитывающий режим работы механизма 1 с.42
Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту с крутящим моментом 500 Н·м 1 с. 340. Диаметр тормозного шкива муфты D=200 мм момент инерции Iм=0125 кг·м2 и масса 25 кг. Габаритная схема показана на рисунке. Основные размеры муфты представлены в таблице.
Рисунок 4.6 - Габаритная схема упругой втулочно-пальцевой муфты с тормозным шкивом
Таблица 4.5 - Основные размеры муфты
Номинальный момент на тихоходном валу редуктора :
где Fпер=23700 - сопротивление передвижению тележки с номинальным грузом Н;
Расчетный момент для выбора муфт:
Выбираем по ГОСТ 5006-83 4 зубчатых муфты №5 с промежуточным валом и наибольшим передаваемым крутящим моментом 8000 Н·м и моментом инерции муфты и массой 122 кг. Габаритная схема зубчатой муфты представлена на рисунке. Основные размеры муфты представлены в таблице.
Рисунок 4.7 - Габаритная схема зубчатой муфты
Таблица 4.6 - Основные размеры муфты
Фактическая скорость передвижения тележки:
отличается от заданного значения 2% что допустимо.
Максимально допустимое ускорение тележки при пуске:
где z=4 – общее число ходовых колес;
zпр=2 - число приводных колес;
φ=02 – коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами (при работе на открытом воздухе) 1.5 с.33;
kφ=11 – коэффициент запаса сцепления 1 табл. 1.27 с. 32;
f=0015 – коэффициент трения в подшипниках опор вала ходового колеса;
dk=008 – диаметр цапфы вала м;
kдоп=2 – коэффициент учитывающий сопротивление трения реборд ходовых колес таб. 2.15 с.41;
=00006 - коэффициент трения качения колеса по рельсу м 1 табл. 1.28 с. 33;
Dk=04 – диаметр ходового колеса м;
W= 7730 – ветровая нагрузка на кран в рабочем состоянии Н;
mТ·g=80000 – вес тележки Н;
g=981- ускорение свободного падения мс2;
Наименьшее допускаемое время пуска:
Максимальное допустимое замедление тележки при торможении:
kφ=11 – коэффициент запаса сцепления таб. 1.27 с.32;
=00006 - коэффициент трения качения колеса по рельсу м таб. 1.28 с.33;
GT=80000 – вес тележки Н;
Минимальное время торможения тележки без груза:
где=025 - максимальное допустимое замедление тележки при торможении мс2;
=049– фактическая скорость передвижения тележки мс
Расчетный тормозной момент на валу тормоза Нм:
Момент статических сопротивлений на валу тормоза механизма передвижения тележки Нм;
где– момент сил трения при торможении тележки без груза Нм;
– момент сопротивления движению от уклона пути Нм;
- момент от ветровой нагрузки Нм;
Момент сил трения при торможении тележки без груза:
Сопротивление трения ходовых колес при торможении тележки без груза Н:
гдеGT=80000 – вес тележки Н;
f=0015 – коэффициент трения в подшипниках опор вала ходового колеса (для конических)
Момент сопротивления движению от уклона пути:
Сопротивление от уклона пути при торможении тележки без груза:
Момент сопротивления от ветровой нагрузке:
Сопротивление создаваемое ветром без груза F=1650 Н (см. выше пункт 4.2).
Момент сил инерции при торможении тележки без груза:
где=12 – коэффициент учитывающий влияние вращающихся масс привода механизма) 1.5 с.25; I- суммарный момент инерции вращающихся масс кгм2;
n=950– частота вращения электродвигателя обмин;
GT =80000 – масса тележки Н;
ф=049 - фактическая скорость передвижения тележки мс;
=085 - КПД механизма;
tТ=245 - время торможения тележки без груза с.
Суммарный момент инерции вращающихся масс:
гдеIp=0312–момент инерции ротора электродвигателя кгм2;
Iбм=0125 – момент инерции муфты на быстроходном валу кгм2;
Выбираем тормоз ТКГ-200 с тормозным моментом 250 Нм диаметром тормозного шкива DT=200 мм таб. 5.13 с.341.тормоза 38 кг. Регулировкой можно получить требуемый тормозной момент =9465 Нм. На рисунке 4.8 представлена габаритная схема двухколодочного тормоза с электрогидравлическим толкателем (ТКГ). Основные размеры тормоза типа ТКГ-200 представлены в таблице 4.7.
Таблица 4.7 - Основные размеры тормоза типа ТКГ-200
Рисунок 4.8 - Габаритная схема тормоза типа ТКГ
Минимальная длина пути торможения:
гдеф=049 - фактическая скорость передвижения тележки мс;
k=09 – коэффициент торможения 1 с.31;
Фактическая длина пути торможения:
гдеtТ=245 - время торможения тележки без груза с.
Условие выполняется или 06>053 м.
10 Компоновка механизма передвижения тележки
На основе рассчитанных параметров и выбранных элементов механизма передвижения тележки производим компоновку всех его составных частей их взаимное расположение представлено на рисунке 4.8.
Механизм передвижения рассчитываемой тележки выполнен по схеме приведенной на рисунке 4.1. B этой схеме ходовые колеса - 1 укреплены на осях подшипники которых обычно помещаются в специальные буксы. Муфтами - 2 типа МЗП оси связаны с выходным валом редуктора – 5. Первый вал редуктора связан с выходным валом двигателя - 8 муфтой - 6 половина этой муфты укрепленная на валу редуктора одновременно служит тормозным шкивом на котором находится тормоз - 7. Наличие полностью закрытых передач в данном случае позволяет лучше предохранить зубья колес от загрязнения и уменьшить их износ.
Одновременно такая схема позволяет использовать стандартные редукторы что значительно упрощает изготовление и сборку механизма в условиях специализированных заводов которыми она широко и используется в данное время. Недостатками схемы является необходимость в более квалифицированной сборке механизма.
- ходовое колесо; 2 – муфта МЗП; 3 – промежуточный вал; 4 - муфта МЗП; 5 - редуктор; 6 - муфта упругая втулочно-пальцевая с тормозным шкивом; 7 – тормоз; 8 - электродвигатель.
Расчет механизма передвижения крана
Общий расчет механизма передвижения крана заключается в подборе и расчете ходовых колес определении сопротивлений передвижению выборе электродвигателей редукторов муфт и тормозов.
Необходимо рассчитать механизм передвижения козлового крана грузоподъемностью Q=20000 кг. Скорость передвижения крана к=08 мс. Группа классификации механизма М3 в соответствии с ИСО 43011-86 в соответствии с ГОСТ 25835-83 – 3М.
Выбранная габаритная схема механизма передвижения тележки показана на рисунке. Механизм имеет привод к валу ходового колеса 1 от электродвигателя 6 переменного тока через вертикальный цилиндрический редуктор 3 типа ВКУ широко применяемый в механизмах передвижения кранов. Двухколодочный электрогидравлический тормоз 4 с одноштоковым гидротолкателем установлен на валу двигателя. В механизме используются два типа муфт: упругая втулочно-пальцевая муфта с тормозным шкивом 5 и муфта типа МЗ 2.
- ходовое колесо; 2- зубчатая муфта; 3- редуктор; 4- тормоз; 5- упругая втулочно-пальцевая муфта с тормозным шкивом; 6 – электродвигатель
Рисунок 5.1 Габаритная схема передвижения крана с раздельным приводом
2 Выбор ходовых колес крана
Число ходовых колес крана зависит от массы крана с номинальным грузом.
Ориентировочная масса козлового крана 1 с.13 т:
гдеQ =20 - грузоподъемность т;
H= 12 – наибольшая высота подъема груза м.
Типоразмер колес определяется их диаметром который выбирается по табл. 2.11 9 c. 39 в зависимости от максимальной статической нагрузки приходящейся на одно колесо:
– допускаемая нагрузка на одно колесо.
определяется из условия того что нагрузка на ходовые колеса от веса крана поднимаемого груза веса тележки а также узлов и агрегатов смонтированных на ней распределяется равномерно на все опоры:
– вес грузозахватной подвески кН;
Согласно таблице 2.11 9 c. 39 принимаем диаметр колеса . По ОСТ 24.090.09-75 принимаем для приводных колес установку типа – К2РП для ведомых колес установку типа – К2РН. Схемы колес см. рисунок. Параметры колесных установок см. табл. 4.1.
В качестве подкрановых рельсов можно использовать рельсы с выпуклой головкой (КР). Типоразмер рельса определяем по таблице 2.11 9 c. 39 в зависимости от максимальной статической нагрузки на колесо таковым является типоразмер рельса с выпуклой головкой КР70 ГОСТ 4121-76 9 с. 325. Поперечное сечение рельса представлено на рисунке 5.2 основные размеры сведены в таблицу 5.1.
Рисунок 5.2 – Поперечное сечение рельса типа КР70
Таблица 5.1 – Основные размеры рельса КР70 мм.
4 Определение сопротивлений передвижению крана
Общее сопротивление передвижению крана от статических нагрузок Н:
гдеFтр – сопротивление трения Н;
Fукл – сопротивление от уклона пути Н;
Fв – сопротивление от ветровой нагрузки (Fв=FР) Н.
Сопротивление трения при движении крана по прямому рельсовому пути:
гдеQ=20000 – масса номинального груза кг;
m=49700 – масса крана кг;
=00006 – коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам с плоской головкой 1 с.33 м;
f=0015 - коэффициент трения в подшипниках качения ходовых колес 1 с. 33;
Dк = 04 – диаметр ходового колеса 1 с.33 м;
dц = 008 – диаметр цапфы м;
kp=2 – коэффициент учитывающий сопротивление трения реборд ходовых колес 1 с.33
Определим ветровую нагрузку в нерабочем и рабочем состояниях.
Полная ветровая нагрузка на кран в рабочем состоянии:
расчетная площадь крана м2.
Расчетная площадь крана м2:
гдеАРкр =304 – расчетная площадь металлоконструкции крана м2;
АРТ =5 – расчетная площадь грузовой тележки крана м2;
АРГР =20 – расчетная площадь груза м2.
Ветровая нагрузка на кран в рабочем состоянии без груза Н:
Ветровая нагрузка на кран в нерабочем состоянии Н:
гдеpНР = 654 – распределенная ветровая нагрузка Па.
Сопротивление от уклона пути Н:
гдеsinα = 0003 – уклон пути 1 табл. 2.10 с. 68.
5 Расчет и выбор электродвигателя
Необходимая статическая мощность кВт:
где кр = 08 - скорость передвижения крана мс;
= 085 КПД механизма 1 с. 23;
Fпер = - сопротивление передвижению крана Н.
Поскольку в приводе механизма передвижения должно быть установлено четыре одинаковых электродвигателя каждый из которых должен иметь мощность кВт:
гдеzпр = 4 – число приводов механизма.
Номинальная мощность электродвигателя принимается равной или несколько большей статической мощности. С учетом этих указаний из 1 с.313 выбираем крановый электродвигатель с фазным ротором MTF 211-6 имеющим для группы классификации механизма М4 номинальную мощность Nд = 9 кВт; частоту вращения n=915 обмин; Момент инерции ротора Ip=0115 кг·м2; максимальный пусковой момент двигателя Mп=195 Н·м и массой 120 кг. На рисунке показана габаритная схема электродвигателя MTF 211-6. Основные габаритные и установочные размеры представлены в таблице.
Рисунок 5.3 Габаритная схема электродвигателя MTF 211-6 и его размеры
Таблица 5.2 - Основные габаритные и установочные размеры
Номинальный момент электродвигателя:
гдеNд=9 – номинальная мощность электродвигателя кВт;
n=915 – частота вращения обмин
6 Расчет и выбор редуктора
Частота вращения ходового колеса обмин:
В соответствии со стандартным рядом принимаем передаточное число привода округляя его в большую сторону i=40.
Исходя из вычисленной мощности и требуемого передаточного числа выбираем для группы классификации механизма М4 редуктор типа ВКУ-610М имеющий номинальную мощность Nр=20 кВт передаточное число ip=32. Габаритная схема редуктора ВКУ-610М представлена на рисунке. Основные размеры редуктора представлены в таблице.
Рисунок 5.4 - Габаритная схема редуктора ВКУ-610М и его размеры
Таблица 5.3 - Основные размеры редуктора
Муфта соединяющая электродвигатель с редуктором:
Номинальный момент передаваемый муфтой электродвигателя Н·м:
где Fпер =41978 - сопротивление передвижению крана с номинальным грузом приходящее на один привод Н;
Расчетный момент для выбора муфты Н·м:
гдеk1=12 - коэффициент учитывающий степень ответственности механизма 1 с.42;
k2=12 - коэффициент учитывающий режим работы механизма 1 с.42
Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту №1 с крутящим моментом 500 Н·м. Диаметр тормозного шкива муфты D=200 мм момент инерции Iм=0125 кгм2 и масса 25 кг. Габаритная схема упругой втулочно-пальцевой муфты с тормозным шкивом показана на рисунке. Основные размеры муфты представлены в таблице.
Рисунок 5.5 - Габаритная схема упругой втулочно-пальцевой муфты с тормозным шкивом
Таблица 5.4 - Основные размеры муфты
Муфта соединяющая редуктор с колесом:
Номинальный момент на тихоходном валу редуктора Н·м:
где Fпер =41978 - сопротивление передвижению крана с номинальным грузом Н;
Dк =04 – диаметр ходового колеса м.
Расчетный момент для выбора муфт Н·м:
Выбираем по ГОСТ 5006-83 зубчатую муфту №5 с наибольшим передаваемым крутящим моментом 8000 Н·м и моментом инерции муфты Iм=375 кг·м2 и массой 122 кг. Габаритная схема зубчатой муфты представлена на рисунке.
Рисунок 5.6 - Габаритная схема муфты типа МЗ
Основные размеры муфты представлены в таблице 5.5
Таблица 5.5 - Основные размеры муфты
Фактическая скорость передвижения крана мс:
отличается от заданного значения 063 мс на 4% что допустимо.
Максимально допустимое ускорение крана при пуске мс2:
где z=8 – общее число ходовых колес;
zпр=4 - число приводных колес;
φ=012 – коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами (при работе на открытом воздухе) 1 с.33;
kφ=11 – коэффициент запаса сцепления 1 с.32;
f=0015 – коэффициент трения в конических подшипниках опор вала ходового колеса;
kp=2 – коэффициент учитывающий сопротивление трения реборд ходовых колес 1 с.23;
=00006 – коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам с выпуклой головкой м;
Dk=04 – диаметр ходового колеса м
Наименьшее допускаемое время пуска с:
Максимальное допустимое замедление крана при торможении мс2:
Время торможения крана без груза с:
где=01 максимальное допустимое замедление крана при торможении мс2;
=06 – фактическая скорость передвижения крана мс
Момент статических сопротивлений на валу тормоза механизма передвижения крана Нм;
где– момент сил трения при торможении крана без груза Нм;
момент от ветровой нагрузки Нм.
Момент сил трения при торможении крана без груза Н·м:
Сопротивление трения ходовых колес при торможении крана без груза Н:
гдеGкр =497000 – вес крана Н;
f=0015 – коэффициент трения в подшипниках опор вала ходового колеса
=00006 - коэффициент трения качения колеса по рельсу м 1 табл. 1.28 с. 33.
Момент сопротивления движению от уклона пути Н·м:
Сопротивление от уклона пути при торможении крана без груза Н:
Момент сопротивления от ветровой нагрузки Н·м:
Сопротивление создаваемое ветром на кран без груза Fв’ = 22137 Н (см. выше пункт 4.2).
Момент сил инерции при торможении крана без груза:
где=12 – коэффициент учитывающий влияние вращающихся масс привода механизма) 1 с.25;
I - суммарный момент инерции вращающихся масс кгм2;
n=915– частота вращения электродвигателя обмин;
GT =497000 – масса крана Н;
ф=08 - фактическая скорость передвижения крана мс;
tТ=6 - время торможения крана без груза с.
Суммарный момент инерции вращающихся масс одного привода кг·м2:
гдеIp=0115–момент инерции ротора электродвигателя кгм2;
Выбираем тормоз ТКГ-200 с тормозным моментом 250 Нм диаметром тормозного шкива DT=200 мм 1 с.341.тормоза 38 кг. Регулировкой можно получить требуемый тормозной момент =203 Нм. На рисунке представлена габаритная схема двухколодочного тормоза с электрогидравлическим толкателем (ТКГ). Основные размеры тормоза типа ТКГ-200 представлены в таблице 5.6.
Рисунок 5.7 - Габаритная схема тормоза типа ТКГ
Таблица 5.6 - Основные размеры тормоза типа ТКГ-200
Минимальная длина пути торможения м:
гдеф=08 - фактическая скорость передвижения тележки мс;
Фактическая длина пути торможения м:
гдеtТ = 6 - время торможения крана без груза с.
Условие выполняется или 42>04 м.
9 Компоновка механизма передвижения крана
На основе рассчитанных параметров и выбранных элементов механизма передвижения тележки производим компоновку всех его составных частей их взаимное расположение в масштабе представлено на рисунке 5.8.
На консольных кранах механизм передвижения с раздельным приводом имеет по одному приводу с двух сторон в нижней части крана. Ходовое колесо - 1 связано с тихоходным валом редуктора - 3 через зубчатую муфту - 2. Первый вал редуктора связан с выходным валом двигателя - 6 упругой втулочно-пальцевой муфтой - 5 половина этой муфты укрепленная на валу редуктора одновременно служит тормозным шкивом на котором находится тормоз - 4.
- ходовое колесо; 2 - муфта типа МЗ; 3 – редуктор; 4 - тормоз; 5 - муфта упругая втулочно-пальцевая с тормозным шкивом; 6 - электродвигатель.
Рисунок 5.8 - Компоновка механизма передвижения крана
Расчёт на прочность ходовых колес крана
1 Расчёт вала ходовых колес
На узел действуют нагрузки (принята равномерно распределенной на все колеса) и массы поднимаемого груза по схеме приведенной на рисунке 6.1.
Рисунок 6.1 – Схема распределения нагрузки на ходовые колеса крана
Согласно этой схеме нагрузка на приводные колеса от массы поднимаемого груза Н:
гдеQ – грузоподъёмность Н;
Нагрузка на наиболее нагруженную опору С Н:
Расчетная нагрузка на эту опору Н:
где = 11÷12 - динамический коэффициент учитывающий ударный характер приложения нагрузки;
Нагрузка на наиболее нагруженную опору А Н:
Последующий расчет ведем по наиболее нагруженной опоре С.
Определяем изгибающий момент в сечении I-I и II-II расчётная схема оси приводного колеса крана изображенном на рисунке 6.2.
Рисунок 6.2 - Расчётная схема оси приводного колеса крана
Изгибающий момент Н:
Крутящий момент при действии наибольшего пускового момента двигателя М3 = 1980 Н. Между приводными колесами этот момент распределяется обратно пропорционально действующим на них нагрузкам (рисунок 6.1). В соответствии с этим момент на рассчитываемом валу с учетом нагрузки от массы крана Н:
Определяем приведенный момент Н:
где = 1 – для симметричного цикла табл. 17 4;
Определим допускаемые напряжения при симметричном цикле МПа:
гдеk0 – коэффициент учитывающий конструкцию детали k0=2 28 табл. 11 и 12 4 примем k0=25;
-1=260 - предел выносливости МПа;
[n]=13 – допускаемый коэффициент запаса прочности;
Определяем диаметр вала:
Принимаем диаметр вала dD=120 мм.
В сечении I-I ось работает только на кручение. Допускаемые напряжения при пределе выносливости -1=130 - предел выносливости МПа;
Принимаем диаметр вала dD=50 мм.
При определении расчетного числа нагружений по табл. 13 и 14 4 принимаем срок службы оси А = 25 лет и число часов работы Т = 18065. Общее число нагружений вала при изгибе и принятой продолжительности включения = 015.
где n=30 – частота вращения обмин;
По табл. 6 4 показатель степени усталостной кривой m - 9 коэффициенты использования крана принятые kП = 02 и k = 05. Нагрузки действующие на вал:
при подъеме номинального груза Q Р = Рс = 177500 Н;
при подъеме груза 075·Q = 187500 Н Р·08 = 142000 Н;
при ненагруженном кране Р0 = 115000 Н;
Коэффициент приведения к расчетному числу нагружений:
Базовое число циклов по табл. 6 4 Zб = 5·106. Расчетное число нагружений при изгибе:
Расчетное число нагружений при кручении и числе включений ZBK - 80 в час:
2 Расчёт подшипников
Исходя из принятого диаметра dD=120 мм выбираем подшипник (см. табл. XX 4) статическая грузоподъемность подшипника динамическая параметр .
Радиальная нагрузка на подшипник Н:
где = 177500 – нагрузка на колесо;
Осевую нагрузку на подшипник Н:
где = 01 – коэффициент трения;
Дополнительная осевая составляющая опорного давления на подшипник Н:
Суммарная осевая нагрузка на подшипник Н:
Коэффициент вращения V=1 в соответствии с чем дальнейший расчет производим с учетом осевых нагрузок.
При расчете по наибольшим нагрузкам эквивалентная нагрузка на подшипник Н:
Принятый срок службы подшипника (табл. 13 4) ч частота вращения вала n=30 обмин. Необходимая долговечность подшипника Н:
Динамическая грузоподъемность подшипника при этой долговечности при m=333 Н:
При подъеме груза 075 Q = 187500 Н Р·08 = 142000 Н;
При ненагруженной тележке Р0 = 115000 Н;
Эквивалентная радиальная нагрузка на подшипник Н:
Эквивалентная осевая нагрузка на подшипник Н:
Приведенная нагрузка Н:
3 Расчёт ходовых колес
Расчет производится исходя из наибольшей нагрузки на колесо Р=Рс=177500 Н. Принятый расчетный срок службы колеса А=25 лет число часов работы Т=18065. Общее число нагружений и нагрузка на колесо Z0=65·106.
Коэффициент привидения к расчетному числу нагружений:
Расчетное число нагружений:
Расчетная нагрузка на колесо Н:
где = 1 – коэффициент режима работы;
При расчете колес перемещающихся по нижней полке двутавров учитываются дополнительные напряжения:
гдеb=70 мм - рабочая длина рельса;
r=400 мм – наибольший из радиусов контактирующей поверхности;
f=002 - коэффициент трения между колесом и полкой по которой перемещается кран.
Наименьшая допустимая твердость обода колеса и Zб=1·107.
Расчет по методике ВНИИПТмаша производится по эквивалентной нагрузке Н:
где - коэффициент переменности нагрузки;
где - общая масса крана с учетом массы грузозахватного органа;
Подставляем эквивалентную нагрузку Рэ в формулу:
Выбираем материал колеса из (табл. 40 4) принимаем материал из стали Ст45.
Список используемых источников
Марон Ф.Л. Справочник по расчетам механизмов подъемно-транспортных машин. - 2-е изд. перераб. и доп. - Мн.: Высш. шк. 1983.- 350 с. ил.
Гохберг М.М. Справочник по кранам в 2 т. Т.1 Характеристики материалов и нагрузок. Основы расчета кранов их приводов и металлических конструкций В.И. Брауде М.М. Гохберг И.Е. Звягин и др.; Под общ. Ред. М.М. Гохберга. - Л.: Машиностроение. Ленингр. Отд-ние 1988. - 536 с.: ил.
Гохберг М.М. Справочник по кранам в 2 т. Т.2 Характеристики конструктивные схемы кранов. Крановые механизмы их детали и узлы. Техническая эксплуатация кранов М.П. Александров М.М. Гохберг А.А. Ковин и др.; Под общ. Ред. М.М. Гохберга. - Л.: Машиностроение. Ленингр. Отд-ние 1988 - 559 с.: ил.
Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов. ПБ 10-382-00. Утверждены постановлением Госгортехнадзора России от 31.12.1999г. N 38.
Руденко Н.Ф Курсовое проектирование грузоподъемных машин. Руденко Н.Ф. Александров М.П. и Лысяков А.Г. Изд. 3-е переработанное и дополненное.-М. изд-во «Машиностроение» 1971 464 стр.
Крановое электрооборудование. Справочник под ред. канд. техн. наук А. А. Рабиновича.-М: 1979 239с. ил.
Расчеты крановых механизмов и их деталей. ВНИИПТМАШ. Издание 3-е переработанное и дополненное. М. «Машиностроение» 1971 496 стр. Додонов Б.П. Лифанов В. А. Грузоподъемные и транспортные устройства: Учебник для техникумов. - М.: Машиностроение 1984. - 136 с. ил.
Грузоподъемные машины: Учебник для вузов по специальности «Подъемно-транспортные машины и оборудование» М.П. Александров Л.Н. Колобов Н.А. Лобов и др.: - М.: Машиностроение 1986 - 400 с. ил.
Курсовое проектирование грузоподъемных машин: Учеб. пособие для студентов машиностр. спец. вузовС.А. Казак В.Е. Дусье Е.С. Кузнецов и др.; Под ред. С.А. Казака.-М.: Высш. шк. 1989.-319с.: ил.