Механизм подъёма груза, механизма передвижения консольной тележки

Расчётно-пояснительная записка.doc

Расчет механизма подъема груза консольной тележки с боковыми роликами
Выбор каната и барабана
1 Грузоподъемная сила
3 Наибольшее усилие в ветви каната набегающего на барабан при
4 Разрывное усилие каната в целом
5 Выбор типа каната
6 Минимальный диаметр барабана
7 Расчетный диаметр барабана
8 Длина барабана с двусторонней нарезкой
9 Проверка размеров барабанов по условиям
10 Угловая скорость барабана
Выбор электродвигателя
1 Продолжительность включения
2 Статическая мощность электродвигателя
3 Выбор электродвигателя
4 Угловая скорость электродвигателя
1 Выбор типа редуктора
2 Расчет редуктора по радиальной консольной нагрузке
3 Передаточное число редуктора
4 Грузовой момент на барабане
5 Проверка редуктора по грузовому моменту
1 Статический момент на выходном валу редуктора при торможении
2 Тормозной момент на который регулируют тормоз
Компоновка механизма
1 Сравнение металлоемкости механизмов подъема
2 Условие соседства электродвигателя и барабана
3 Условие соседства тормоза и барабана
4 Расчет колеи тележки
5 Минимальная колея тележки
Расчет механизма передвижения консольной тележки
Выбор ходовых колес
1 Определение предварительной массы тележки
2 Давление на ходовое колесо
Расчет сопротивления передвижению
Определение коэффициента запаса сцепления приводных
колес с рельсом при пуске
РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА КОНСОЛЬНОЙ ТЕЛЕЖКИ С БОКОВЫМИ РОЛИКАМИ
Задание: спроектировать механизм подъёма груза консольной тележки с боковыми роликами.
Дано: грузоподъёмность m=25т; скорость подъёма V=02 мс; высота подъёма H=12 м; режим нагружения L1 - умеренный; группа классификации механизма – М2 по ИСО 43011.
Рис. 1. Тележка консольная с боковыми роликами
ВЫБОР КАНАТА И БАРАБАНА.
1. ГРУЗОПОДЪЕМНАЯ СИЛА
где - ускорение свободного падения.
где - КПД блока на подшипниках качения;
-кратность полиспаста;
- число обводных блоков.
Согласно рекомендациям ВНИИПТМаш (1) с.84: «При малых грузоподъёмностях (до 3 тонн) груз может подвешиваться без полиспаста либо на одном подвижном блоке; при грузоподъёмностях свыше 5 т обычно применяют сдвоенные полиспасты с кратностью возрастающей от 2 до 4 при увеличении грузоподъёмности от 5 до 50 тонн».
Получим КПД полиспаста для кратностей по формуле (2):
Согласно рекомендации ВНИИПТМаш [1] с.84: “При малых грузоподъемностях (до 3 т) груз может подвешиваться без полиспаста либо на одном подвижном блоке; при грузоподъемностях свыше 5т обычно применяют сдвоенные полиспасты с кратностью возрастающей от 2 до 4 при увеличении грузоподъемности от 5 до 50 т”.
3 НАИБОЛЬШЕЕ НАТЯЖЕНИЕ ВЕТВИ КАНАТА НАБЕГАЮЩЕГО НА БАРАБАН ПРИ ПОДЪЕМЕ ГРУЗА
где - число полиспастов.
В нашем случае =2 т.е. оба конца каната закреплены на барабане – для строго вертикального подъёма груза выравнивания усилий на опоры барабана (рис.2).
Наибольшее натяжение ветви каната набегающей на барабан при подъёме груза по формуле (3):
Рис.2. Схемы полиспастов механизма подъема груза
4. РАЗРЫВНОЕ УСИЛИЕ КАНАТА ВЦЕЛОМ
где - минимальный коэффициент использования каната.
- смещение по таблице №1 вверх и вниз на 1 и 2 шага.
-табличное значение разрывного усилия.
Группа классификации механизма по 43011
Коэффициент ипользования каната z
Коэффициент выбора диаметра барабана h1
Согласно «Правил » (2) с.18: ”допускается изменение коэффициента выбора диаметра барабана но не более чем на два шага по группе классификации в большую или меньшую сторону (см. табл. №1) с соответствующей компенсацией путем изменения величины z (см. табл. №1) на то же число шагов в меньшую или большую сторону поэтому введём ряд смещений: Тогда получим что для группы классификации механизма М1 z=315.
Разрывное усилие каната () для кратностей для основного и добавочных значений z получим по формуле (4):
5. ВЫБОР ТИПА КАНАТА
Предположим что кран работает на открытом воздухе при наличии пыли и влаги тогда следует выбрать канат типа ГОСТ 2688-80 с малым количеством проволок большого диаметра. Абразивная и коррозионная износостойкость этого каната выше чем у но усталостная износостойкость ниже.
По найденным в п.1.4. значениям найдем значения диаметров каната (см. таблицу №2) и маркировочную группу соответствующую условию прочности каната:
где - разрывное усилие каната в целом по каталогу.
Маркировочная группа МПа
По таблице №2 имеем следующие значения диаметров каната (в скобках указаны маркировочные группы МПа разрывные усилия ):
6. МИНИМАЛЬНЫЙ ДИАМЕТР БАРАБАНА
где - коэффициент выбора диаметра барабана.
В соответствии с Правилами устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов “допускается изменение коэффициента не более чем на два шага по группе классификаций механизмов с соответствующей компенсацией путем изменения величины ” т.е. при увеличении рекомендуется уменьшать.
По формуле (6) получим мм:
7. РАСЧЕТНЫЙ ДИАМЕТР БАРАБАНА
Барабаны диаметром меньше 100 мм исключают из дальнейших расчетов т.к. наименьший из выходных валов редукторов с частью зубчатой полумуфты встраиваемый в барабан имеет диаметр [3] с.30. Тогда диаметр охватывающей зубчатой обоймы составляет . Конструктивно трудно перейти от большего диаметра зубчатой обоймы к меньшему диаметру барабана при их отношении свыше .
При расчёте без помощи ЭВМ можно исключить барабаны диаметром меньше 160 мм. Тогда . Ступень барабана высотой 25% легко выполнима. Расчётный диаметр барабана мм принимают из ряда (10) с.29: 71 80 90 100 110 120 140 160
Расчетный диаметр барабана мм:
Барабаны диаметром менее 120 мм исключены т.к. в них не вписывается зубчатая полумуфта.
8. ДЛИНА БАРАБАНА С ДВУСТОРОННЕЙ НАРЕЗКОЙ
где - диаметр каната;
с - коэффициент длины средней (не нарезанной) части барабана
Руководствуясь [1] с.85 можно принять: для кратности для кратности для кратности а=3 для кратности .
Длина барабана с двусторонней навивкой мм по формуле (7):
9. ПРОВЕРКА РАЗМЕРОВ БАРАБАНА ПО УСЛОВИЯМ.
При проводят простой расчёт барабана на сжатие. При проводят уточнённый расчёт барабана на сжатие и совместное действие напряжений изгиба и кручения на устойчивость стенки. При необходимости усиливают барабан вводят ребра жесткости в его полость (РТМ–24.09.21–76).
Если оба условия не выполняются то вариант с этой кратностью полиспаста отбрасывают. Если все варианты не проходят по условиям (8) и (9) то переходят на меньшую кратность или увеличивают диаметр барабана до следующего значения из ряда .
10. УГЛОВАЯ СКОРОСТЬ БАРАБАНА
где - скорость подъема груза
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
1.ПРОДОЛЖИТЕЛЬНОСТЬ ВКЛЮЧЕНИЯ.
Режим нагружения по ИСО43011
По заданию принимаем режим L1-легкий и ПВ=15%.
2. СТАТИЧЕСКАЯ МОЩНОСТЬ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.
где - предварительное значение КПД (для механизма подъёма с цилиндрическим редуктором).
Статическая мощность электродвигателя формула (11):
3. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.
Выбираем электродвигатель серии MTKF по ГОСТ 185-70 для легкого режима нагружения:
MTKF 112L4 4MTKF 112LB6
Мощность электродвигателя указана при ПВ=40% при ПВ=15% те же электродвигатели имеют большую мощность
Имеем Р4=Р6=6>54 т.е. мощность выбранных двигателей достаточна.
4. УГЛОВАЯ СКОРОСТЬ ДВИГАТЕЛЯ
где np – число оборотов двигателя.
1. ВЫБОР ТИПА РЕДУКТОРА.
Наиболее совершенным являются крановые редукторы типа Ц2 Ленинградского завода портальных кранов.
2. РАСЧЕТ РЕДУКТОРА ПО РАДИАЛЬНОЙ КОНСОЛЬНОЙ НАГРУЗКЕ.
где – действующая радиальная (консольная) нагрузка. Полагаем что наибольшее усилие от левой ветви каната набегающей на барабан Fa действует на консоль выходного вала редуктора (рис. 2). То же от правой ветви каната действует на опору справа от барабана;
Fy – допускаемая радиальная консольная нагрузка на выходном валу редуктора.
Выберем редуктор Ц2-2500
Масса редуктора Ц2-250; m250=86 кг.
3.ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО РЕДУКТОРА
Определим расчетное передаточное число редуктора формула (14) и округлим его до номинального значения по каталогу:
4.ГРУЗОВОЙ МОМЕНТ НА БАРАБАНЕ
5. ПРОВЕРКА РЕДУКТОРА ПО ГРУЗОВОМУ МОМЕНТУ
где – крутящий момент на барабане;
– допускаемый крутящий момент на валу редуктора.
Проверяем редуктор Ц2-250 (рис. 2а) по условию (16). Допускаемый крутящий момент на валу редуктора Н·м по каталогу определяем для редуктора Ц2-250 соответствующей частоты вращения вала электродвигателя и номинального передаточного числа режима работы ПВ=15%. Сведем результаты в таблицу №4:
Из таблицы №4 следует что редуктор имеет запас по крутящему моменту
1. СТАТИЧЕСКИЙ МОМЕНТ НА ВХОДНОМ ВАЛУ РЕДУКТОРА ПРИ ТОРМОЖЕНИИ
где - КПД механизма который можно принять равным;
- номинальное передаточное число редуктора.
2. ТОРМОЗНОЙ МОМЕНТ НА КОТОРЫЙ РЕГУЛИРУЮТ ТОРМОЗ
где - коэффициент запаса торможения.
Согласно (2) с.10 . При двух и более тормозах . Если имеем два и более приводов с двумя тормозами каждый то . Тормоз выбирают по условию где – максимальный тормозной момент по каталогу.
Тормоз регулировать на
Избыточный тормозной момент вреден т.к. вызывает резкое торможение что приводит к динамической перегрузке крана.
Для данных вариантов выбираем колодочный гидравлический тормоз ТКГ-160 с тормозным моментом Tmax=100Н·м масса тормоза 22кг.
КОМПОНОВКА МЕХАНИЗМА
1 СРАВНЕНИЕ МЕТАЛЛОЕМКОСТИ МЕХАНИЗМОВ ПОДЪЕМА.
Для сравнения металлоёмкости вариантов механизма подъёма заносят их характеристики в таблице №6.
Вариант с четырех полюсным двигателем является наиболее легким.
2. УСЛОВИЕ СОСЕДСТВА ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И БАРАБАНА.
Необходимо чтобы размер соседства электродвигателя и барабана удовлетворял условию:
где – суммарное межосевое расстояние редуктора;
– габаритный размер электродвигателя;
– размер от оси вращения барабана до наружного конца шпильки крепления каната.
Если то принимают редуктор с большим значением
По формуле (19) имеем
Для данных вариантов условие соседства выполняется.
3. УСЛОВИЯ СОСЕДСТВА ТОРМОЗА И БАРАБАНА.
Для возможности установки тормоза необходимо чтобы размер соседства тормоза и барабана удовлетворял условию
где – модуль зубчатого венца;
– число зубьев венца;
– размер от оси вращения барабана до крайней точки зубчатой ступицы получен конструктивно
– диаметр тормозного шкива;
По формуле (20) получаем:
4. РАСЧЕТ КОЛЕИ ТЕЛЕЖКИ.
Если диаметр барабана превышает диаметр делительной окружности зубчатого венца редуктора более чем на 40% т.е. (21) то барабан будет бесступенчатым
Данное условие не выполняется следовательно барабан будет ступенчатым.
– венец с внутренними зубьями;
– барабан со ступенью (D' 14mz).
Рис.3. Схема расчёта длины ступени барабана.
=006D' – толщина стенки
Приняв угол α=7° получим
Полуколея тележки равна расстоянию от середины редуктора до середины бесступенчатого барабана
где – расстояние от оси редуктора до оси зубчатого венца;
–ширина зубчатого венца.
5. МИНИМАЛЬНАЯ КОЛЕЯ ТЕЛЕЖКИ
Находим значения для каждого варианта и округляем его до ближайшего большего значения кратного 10 мм
Для грузоподъемности 25 т кратность 2 3 и 4 неприемлема т.к. диаметр барабана составляет менее 140 мм а длина барабана более чем в 6 раз превышает его диаметр.
Использование шести полюсных двигателей нецелесообразно в связи с увеличением массы двигателя по сравнению с четырех полюсными.
Наиболее приемлем вариант 41+1 с четырех полюсным двигателем и диаметром барабана 140мм. Он отличается от ближайшего варианта 61+1 меньшей массой.
РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ КОНСОЛЬНОЙ ТЕЛЕЖКИ.
ВЫБОР ХОДОВЫХ КОЛЕС.
1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРЕДВАРИТЕЛЬНОЙ МАССЫ ТЕЛЕЖКИ.
На основании статистических данных массу тележки можно выразить зависимостью:
Вес тележки с грузом:
2. ДАВЛЕНИЕ НА ХОДОВОЕ КОЛЕСО.
Определим расстояние между боковыми роликами h из уравнения равновесия:
где – давление на боковой ролик.
Целесообразно принять .
Тогда получим для тележки:
Вылет консольной тележки определится из компоновочного чертежа тележки на котором необходимо обеспечить также размер .
Определим диаметр ходового колеса мм
Итак выберем колесо диаметром 200мм: диаметр внутреннего отверстия подшипника d=50мм. Значения и d принимают по ГОСТу 24.090.09-75 а значение в этом случае равно 04мм по [2] с. 276 .
РАСЧЕТ СОПРОТИВЛЕНИЯ ПЕРЕДВИЖЕНИЮ.
Сила сопротивления передвижению тележки с грузом.
где f – коэффициент трения качения подшипников буксы ( f=0015) см. [2] с. 275 ;
- коэффициент сопротивления реборды () см. [2] с. 275 .
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.
Номинальная мощность электродвигателя механизма передвижения: Вт (10)
Выбираем электродвигатель 4АС90LЕ6
Угловая скорость ходового колеса:
Угловая скорость электродвигателя:
Определим требуемое передаточное число:
Принимаем редуктор ВКН-280 с передаточным числом
; диаметр быстроходного вала равен 25мм масса редуктора 40 кг.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ЗАПАСА СЦЕПЛЕНИЯ ПРИВОДНЫХ КОЛЕС С РЕЛЬСОМ ПРИ ПУСКЕ.
где - сила сцепления приводных ходовых колес с рельсами;
- сила статического сопротивления передвижению тележки без груза и без учета трения в подшипниках приводных колес;
- сила динамического сопротивления передвижению тележки без груза;
- допускаемое значение коэффициента запаса сцепления (=115) [2].
где - коэффициент сцепления приводного ходового колеса с рельсом. Если исключено попадание влаги и масел то [3] с.12.
- число приводных колес.
Имеем по формуле (15): H
где - максимально допустимое значение ускорения (замедления) тележки.
Принимая согласно [2] получим:
Таким образом запас сцепления при пуске достаточен.
Тормозной момент определим как
где - момент инерции вращающихся и поступательно движущихся масс приведенных к тормозному шкиву. Т.к. тормозной шкив установлен на быстроходном валу редуктора вращающегося от электродвигателя то:
выберем зубчатую муфту М3 25 ГОСТ 5006-55 с диаметром выходного вала 25мм. Момент инерции муфты диаметр тормозного шкива 160мм.
Коэффициент полезного действия механизма:
Тогда по формуле (19) получим:
Определим статический момент сопротивления передвижению при торможении:
По формуле (18) получим:
На чертеже механизма передвижения укажем: “ тормоз отрегулировать на момент 10 Нм”.
Расчёты крановых механизмов и их деталей М. П. Александров И. И. Ивашков С. А. Казак; Под ред. Р. А. Лалаянца.- М.: ВНИИПТМаш 1993.- Т. 1. - 187 с.
Подъемно-транспортные машины Александров М. П. - М.: Высшая школа1979. 558с.
Расчет механизма передвижения тележки мостового крана Ермоленко В.А; рецензент: Сероштан В.И.- методические указания по курсовому проектированию для студентов. - Калуга 1985.
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.-319 с: ил.

Спецификация - Лист3-1.dwg

Механизм передвижения
Боковой направляющий ролик
Гайка М12 ГОСТ 5915-70
Гайка М14 ГОСТ 5915-70

лист3.dwg

Технические требования:
Тормоз регулировать на момент 10 Нм.
Наклон пути не более 1
В подшипники заложить смазку Литол ГОСТ 21150-87.
Радиальное смещение не более 0.5 1 мм.
х 2 х 9Н ГОСТ 6033-80

Спецификация - Лист1-3.dwg

Шайба стопорная 8-015
Шайба РБ 26 ОСТ 24.191.02
Шайба торцевая РБ 27
Шайба стопорная 24-015

лист1.dwg

Тормоз регулировать на момент 55 Нм.
Смещение валов двигателя и редуктора не более:
В подшипники заложить смазку Литол ГОСТ 21150-87
Техническая характеристика.

Спецификация - Лист3-2.dwg

Гайка М20 ГОСТ 5915-70
Канат 9-Г-1764 ГОСТ 7668-80
Шайба 12 ГОСТ 6402-70
Шайба 14 ГОСТ 6402-70
Шайба 14 ГОСТ 11371-78
Шайба 20 ГОСТ 6402-70

Спецификация - Лист1-1.dwg

Спецификация - Лист2.dwg

Механизм передвижения
Редуктор 1Ц3Увкф-125
AC90LE6 ГОСТ 19523-74
Букса ОСТ 21.191.33-74

Все спецификации.dwg

Спецификация - Лист1-2.dwg

Гайка М8 ГОСТ 5915-70
Накладка 3 МН 4806-63
Подшипник 1307 ГОСТ 5720-75
Полуось РБ 23 ОСТ 24.191.02
Ступица зубчатая РБ 21

Лист2.dwg

лист4.dwg

ТКБ. 05.01.00.00. Сб
Техническая характеристика
Высота подъёма груза
Скорость подъёма груза
Продолжительность включения ПВ=15%