Стреловой пневмоколесный, самоходный кран КС – 5363Д.

Кран.dwg

Роликопора холостой ветви
Роликоопора рабочей ветви
Металлоконструкция конвейера
Болт М20х45 ГОСТ 7805-70
Болт М10х25 ГОСТ 7805-70
Гайка М20 ГОСТ 5915-70
ЭлектродвигательАК 73-6
Муфта втулочно-пальцевая
КР МНТ 043.08.00.00.ВО
КР МНТ 043.08.01.00 СБ
Лента с прокладкками из
синтетических тканей
КР МНТ 043.08.00.00.СП
Неповоротная часть крана
Поворотная часть крана
КР МНТ 043.08.01.00
КР МНТ 043.08.02.00 СБ
КР ГПМ 043.08.06.00.00.000 СБ
Техническая характеристика: 1. Ширина ленты в мм 500 2. Длина конвейера в м 120 3. Производительность конвейера в тч 100 4. Мощность электродвигателя в кВт 13 5. Скорость движения ленты в мс 3 Технические требования 1. Затяжка болтовых соединений небольше 250 Н·м. 2. Несоосность осей валов двигателя и редуктора не больше 0
мм. 3. Смазать подшипниковые узлы по ГОСТ 6111-67. 4. Наполнить полость редуктора маслом И-12А.
Шпонка 10х12х105 ГОСТ23360-78
КР МНТ 043.08.01.00.001
КР МНТ 043.08.01.00.СП
КР МНТ 043.08.01.00.000 СБ
Болт М10х45 ГОСТ 7805-70
Болт М12х25 ГОСТ 7805-70
Роликоподшипник 3524
Шпонка 10х12х140 ГОСТ23360-78
Затяжка болтовых соединений небольше 250 Н·м. 2. Соосность осей валов двигателя и редуктора не больше 2 мм. 3. Смазать подшипниковые узлы по ГОСТ 6111-67. 4.Предельные отклонения выдержать по 14 класу точности.
КР МНТ 043.00.00.00.ВО
КР МНТ 043.00.01.00.ВО
КП ГПМ 043.010.00.00.00.ВО
КР ГПМ 043.010.06.01.00.000 СБ
КП ГПМ 043.010.06.02.00.000 СБ
КП ГПМ 043.008.00.00.00.СБ
КП ГПМ 043.010.00.00.ВО
КП ГПМ 043.010.00.00 СП
Болт М10х30 ГОСТ 7805-70
сменное стреловое оборудование
Высота подьема крюка
Скорость подьема груза
вспомагательный подьем
Скорость передвижения крана
Средняя скорость изменения вылета
Угловая скорость вращения пов. части крана
в заправленном состоянии
Техническая характеристика
КП ГПМ 043.010.02.00
КП ГПМ 043.010.01.00.СБ
КП ГПМ 043.010.03.00
КП ГПМ 043.010.04.00
КП ГПМ 043.010.05.00
Муфта зубчатая с тормозным шкивом
Электродвигатель МТН 611-10
Гайка М10 ГОСТ 5915-70
Шайба М10 ГОСТ 6402-70
Затяжка болтовых соединений не больше 250 Н·м. 2. Смазать подшипниковые узлы по ГОСТ 6111-67. 3. Предельные отклонения размеров выдержать по 14 классу точности ±t2. 4. Предварительная покраска грунтовкой ГФ-20 ГОСТ 17836-81. 5. Красить пентафталовой краской жёлтого цвета ПФ-133 ГОСТ 926-83.
Затяжка болтовых соединений небольше 250 Н·м. 2. Несоосность осей валов двигателя и редуктора не больше 0
мм. 3. Смазать подшипниковые узлы по ГОСТ 6111-67. 4. Наполнить полость редуктора маслом И-12А. 5. Предельные отклонения размеров выдержать по 14 классу точности ±t2. 6. Предварительная покраска грунтовкой ГФ-20 ГОСТ 17836-81. 7. Красить пентафталовой краской жёлтого цвета ПФ-133 ГОСТ 926-83.
мм. 3. Смазать подшипниковые узлы по ГОСТ 6111-67. 4. Наполнить полость редуктора маслом И-12А. 5. Предельные отклонения размеров выдержать по 14 классу точности ±t2. 6. Предварительная покраска грунтовкой ГФ-20 ГОСТ 17836-81. 7. Красить пентафталовой краской жёлтого цвета ПФ-133 ГОСТ 926-83. 8. Предельные отклонения размеров выдержать по 14 классу точности ±t2.
мм. 3. Смазать подшипниковые узлы по ГОСТ 6111-67. 4. Наполнить полость редуктора маслом И-12А. 5. Предельные отклонения размеров выдержать по 14 классу точности ±t2. 6. Предельные отклонения размеров выдержать по 14 классу точности ±t2.
Концевая часть стрелы
ЭлектродвигательМТН 311-6
КП ГПМ 043.010.06.00
Концевая секция стрелы
Корневая секция стрелы
Промежуточная секция стрелы
КР ГПМ 043.010.06.01.01.000
КР ГПМ 043.010.06.01.02.000
КР ГПМ 043.010.06.01.03.000
КП ГПМ 043.010.06.02.00.001
КП ГПМ 043.010.06.02.00.002
КП ГПМ 043.010.06.03.00.000 СБ
КП ГПМ 043.010.06.03.01.000
КП ГПМ 043.010.00.00.СП
КП ГПМ 043.00.010.00.00.ВО
КП ГПМ 043.010.00.00.00.СБ
КП ГПМ 043.008.00.00.ВО
КП ГПМ 043.008.00.00 СП
КП ГПМ 043.008.02.00
КП ГПМ 043.008.01.00.СБ
КП ГПМ 043.008.03.00
КП ГПМ 043.008.04.00
КП ГПМ 043.008.05.00
КП ГПМ 043.008.06.00
КР ГПМ 043.008.06.01.00.000 СБ
КР ГПМ 043.008.06.01.01.000
КР ГПМ 043.008.06.01.02.000
КР ГПМ 043.008.06.01.03.000
КП ГПМ 043.008.06.02.00.000 СБ
КП ГПМ 043.008.06.02.00.001
КП ГПМ 043.008.06.02.00.002
КП ГПМ 043.008.06.03.00.000 СБ
КП ГПМ 043.008.06.03.01.000
КП ГПМ 043.008.00.00.СП

КП ГПМ.docx

Стреловой пневмоколесный самоходный кран КС – 5363Д предназначен для производства монтажных и погрузочно-разгрузочных работ. Стреловой кран представляет из себя поворотный кран у которого стрела или башенно – стреловое оборудование закреплены на поворотной платформе размещенной непосредственно на ходовой части. Стреловые самоходные краны делятся на пневмоколесные гусеничные на специальном шасси (автомобильного типа) и на автомобильные. Автомобильные пневмоколесные специальном шасси и гусеничные краны различаются между собой лишь типом движителя (ходовым устройством) в остальном они имеют общую классификационную характеристику. Стреловые самоходные краны предназначены для подачи строительных конструкций и материалов на строящиеся объекты а также для механизации погрузочно-разгрузочных работ.
В стреловых кранах различают две основные части - неповоротную и поворотную. Неповоротная часть включает в себя ходовую раму и ходовое устройство. Эта часть представляет собой основную опору обеспечивающее устойчивое положение крана и возможность его перемещения по основанию своим ходом. Поворотная часть включает в себя сварную раму на которой смонтирована силовая установка механизмы поворота подъема выдвижения стрелы лебедки крепится рабочее оборудование кабина машиниста с пультом управления. Поворотная рама с помощью опорно-поворотного устройства соединяется с ходовой рамой. Для приведения в движения механизмов и рабочего оборудования стреловых самоходных кранов и управления ими служит комплекс устройств называемый приводом. Привод состоит из источника энергии (механической или электрической) устройств для передачи энергии исполнительным механизмам и аппаратуры управления. В стреловых кранах применяются следующие виды приводов:
- механический привод - привод от двигателя внутреннего сгорания в котором энергия горения топлива преобразуется в механическую энергию вращения коленчатого вала и передается к исполнительным механизмам с помощью механической трансмиссии;
- электрический привод - привод в котором источником механической энергии является электродвигатель;
- гидравлический привод - привод в котором механическая энергия потока жидкости от гидронасоса преобразуется в механическую энергию ведомого звена гидравлическим двигателем;
- комбинированный привод - привод с параллельным или последовательным использованием разнотипных источников энергии.
В зависимости от выполняемой работы стреловые краны оборудуются различными по конструкции стрелами: -прямолинейными изогнутыми стрелами с оголовком телескопическими стрелами с гуськом и башенно-стреловым оборудованием.
Расчет механизма подъема
1. Выбор полиспаста каната диаметра барабана и блоков
Для проектируемого крана принимаем механизм подъема схема которого представлена на рис. 1.1.
Рис.1.1. Схема механизма подъема
В механизмах подъема с непосредственной навивкой на барабан обычно применяют сдвоенный полиспаст обеспечивается вертикальное перемещение груза одинаковая нагрузка на подшипники барабана и на ходовые колеса тележки независимо от высоты подъема груза. Для крана грузоподъемностью 32 т принимаем сдвоенный полиспаст (а=1) кратностью u=8 (приближенно кратность полиспаста по табл. 10).
При сбегании каната с неподвижного блока максимальное натяжение в канатах набегающих на барабан при подъеме груза:
где - к.п.д. блока с учетом жесткости каната; для блока на подшипниках качениях . Принимаем
количество направляющих блоков; Принимаем 1
Канат выбираем по разрывному усилию:
где - коэффициент запаса прочности каната принимаем по табл. 11[1]
Из прил. I [1] выбираем канат стальной двойной свивки типа ЛК-3 конструкции (1+6;6+12)+1 о. с. (ГОСТ 7665-69) диаметром dк=24 мм при расчетном пределе прочности проволок =160 МПа площадью сечения всех проволок Fк=21486 мм2 и с разрывным усилием Sp=292000 Н. Диаметр блока и барабана по центру наматываемого каната
Диаметр блока и барабана по дну канавки
где е – коэффициент зависящий от режима роботы и типа груподьемной машины (табл.12). Для среднего режима е =18.
Диаметр блока крюковой подвески (по центру наматываемого каната) принимаем .
Диаметр уравнительного блока
2. Выбор и проверочный расчет крюковой подвески
По номинальной грузоподъемности Q=360 кН и режиму роботы выбираем крюк однорогий тип Б №22 (ГОСТ 6627-74 прил.VI VII[1]).
Крюк изготовлен из стали 20 имеющей придел прочности в=420 МПа придел текучести т=250 МПа придел выносливости -1=120 МПа. Резьба шейки крюка – трапецеидальная 110×12 с внутренним диаметром dв=966 мм. На прочность крюк проверяют в сечениях I-I A-A A-A.
В сечении I-I крюк рассчитывается на растяжение:
При более точных расчетах проверяют шейку крюка на усталостную прочность.
В сечении А-А крюк рассчитывают как кривой брус нагруженный эксцентрично приложенным усилием. Наибольшее напряжение растяжения внутренних волокон сечения А-А
где F – площадь А-А.
Рис. 1.2.Сечение крюка
После замены действительного сечения равновеликой трапеции имеем
где е2 – расстояние от центра тяжести сечения до внутренних волокон
k – коэффициент зависящий от кривизны и формы сечения крюка
– расстояние от центра приложения нагрузки до центра тяжести сечения
Напряжение в сечении A-A опредиляют при условии когда стропы расположены под углом 45° к вертикали.
Усилие разгибающее крюк
Наибольшее напряжение растяжение внутренних волокон в сечении A-A
Значение параметров D e2 k сечения A-A принимаем такими же как для сечения А-А так как оба сечения примерно равны между собой.
Касательное напряжение в сечении A-A
Суммарное напряжение в сечении A-A согласно третьей теории прочности
Допускаемое напряжение здесь - запас прочности по пределу текучести .
Расчетные значения в сечениях А-А A-A меньше допускаемых.
Высота гайки должна быть не менее
(1.8) где - шаг резьбы;
– допускаемое напряжение на смятие; сталь по стали (материал гайки сталь 45).
Для трапецеидальной резьбы высота гайки:
Наружный диаметр гайки
Для крюка диаметром шейки d1=120 мм выбираем упорный однорядный подшипник легкой серии 8224 (ГОСТ 6874 - 75) со статической грузоподъемностью С0=413000 Н (прил.IX [1]).
Расчетная нагрузка на подшипник должна быть равна или меньше статической грузоподъемности.
(1.9) где – коэффициент безопасности (прил. Х[1]).
Она изготовлена из стали 45 имеющей придел прочности придел текучести придел выносливости .
Траверсу рассчитывают на изгиб при допущении что действующие на нее силы сосредоточенные; кроме того считают что перерезывающие силы незначительно влияют на изгибающий момент. После конструктивной проработки или из приложения ХI определяем расчетные размеры т. е. расстояние между осями крайних блоков b=346 мм. Расчетная нагрузка на траверсу .
Максимальный изгибающий момент (сечение А-А)
Момент сопротивления среднего сечения траверсы
где - допускаемое напряжение на изгиб МПа.
Приближенно принимаем .
Так как напряжения в траверсе изменяется по пульсирующему циклу то:
или приближенно принимают
Момент сопротивления среднего сечения траверсы ослабленной отверстием
- ширина траверсы; назначается с учетом наружного диаметра D1 посадочного гнезда для упорного подшипника
Изгибающий момент в сечении Б-Б
Минимальный диаметр цапфы под подшипник
Выбор подшипников блоков
Поскольку подшипники блоков работают при переменном режиме нагрузки то эквивалентную нагрузку определим по формуле
где Р1 Р2 Р3 Рn – эквивалентные нагрузки;
- номинальные долговечности млн.об.
Для радиальных шарикоподшипников эквивалентную нагрузку при каждом режиме вычислим по формуле
где - радиальная загрузка Н;
- осевая нагрузка Н; в нашем случае ;
X и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок для однорядных шарикоподшипников при X=1 Y=0 (здесь - коэффициент осевого нагружения зависящий от угла контакта);
- коэффициент вращения при вращении наружного кольца;
- коэффициент безопасности; (прил. Х);
- температурный коэффициент; .
С учетом графика загрузки механизма подъема при среднем режиме роботы радиальные нагрузки на подшипник составляют:
Эквивалентные нагрузки при каждом режиме
Долговечность подшипника номинальная и при каждом режиме нагрузки:
- диаметр блока по центру наматываемого каната.
Динамическая грузоподъемность
где α – показатель степени; для шарикоподшипников α=3.
Для данного диаметра цапфы по динамической грузоподъемности выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный средней серии №326 внутренний диаметр d=130 мм наружный диаметр D=280 мм ширина подшипника В=58 мм динамическая грузоподъемность С=180000 Н (прил. ХIII [1]).
3.Расчет узла барабана
Принимаем барабан диаметром D=400 мм по дну канавки.
Расчетный диаметр барабана Dб=424 мм (по центру наматываемого
Длина каната наматывая на барабан
Число витков нарезки на барабане
где – 2 число запасных витков.
число навивки на барабан;
Принимаем диаметр реборды 660 мм.
Рис. 1.4. Профиль канавок барабана
Длина нарезки на барабане
где – шаг нарезки барабана (XIV) для каната dк=24 мм .
Полная длина барабана
где - длина участка барабана используемая для закрепления каната;
Барабан отлит из чугуна СЧ15-32 с пределом прочности на сжатие в=700 МПа.
Толщину стенки барабана определяют из расчета на сжатие:
k – коэффициент запаса прочности для крюковых кранов k=425 (прил. XV).
Из условий технологии изготовления литых барабанов толщина стенки их должна быть не менее 12 мм и может быть определена по формуле:
Кроме сжатия стенка барабана испытывает деформацию изгиба и кручения.
Крутящий момент передаваемый барабаном:
Сложное напряжение от кручения:
W – экваториальный момент сопротивления поперечного сечения барабана.
φ – коэффициент приведения напряжений φ=075
Расчет крепления каната к барабану
Принята конструкция крепления каната к барабану прижимной планкой имеющей трапециевидные канавки. Канат удерживается от переме-
щения силой трения возникающей от зажатия его между планкой и барабаном болтами(шпильками). Начиная от планки предусматривают дополнительные витки (15 2) способствующие уменьшению усилия в точке закрепления каната.
Рис. 1.5. Схема закрепления каната к барабану
Натяжение каната перед прижимной планкой:
где е = 272 – основание натурального логарифма;
f – коэффициент трения между канатом и барабаном (f=010 016);
угол обхвата канатом барабана принимаем α = 4.
Суммарное усилие растяжения болтов:
где приведенный коэффициент трения между планкой и барабаном; при угле заклинивания каната 2 = 80°
угол обхвата барабаном каната при переходе от одной канавки к другой.
Суммарное напряжение в болте при затяжке крепления с учетом растягивающих усилий:
– коэффициент запаса надежности крепления каната к барабану
≥1 5; Принимаем = 18;
усилие изгибающее болты
внутренний диаметр болта М 24 изготовленного из стали Ст 3
Допускаемое напряжение для болта:
Ось барабана изготовляют из стали 45 (ГОСТ 1050-74) с пределом прочности в=610 МПа.
Предварительный расчет.
При номинальном грузе на крюке равнодействующая от усилий в ветвях каната находится на расстоянии 493 мм от правой опоры В.
Усилия действующие со стороны ступиц на ось:
Строим эпюры изгибающих моментов и перерезывающих сил:
При известном изгибающем моменте диаметр оси приближенно вычисляется по формуле:
где допускаемое напряжение изгиба для материала оси.
Для стали 45 при III режиме нагрузки изменяющейся при вращении вала от + М до – М (симметричный цикл) (прил.XVIII). Принимаем
Расчет на статическую прочность
При совместном действии нормальных от изгиба и касательных напряжений запас прочности:
где - запас прочности по нормальным напряжениям
- запас прочности по касательным напряжениям
и – нормальные и касательные напряжения в рассчитываемом сечении МПа;
и - придел текучести при растяжении и кручении материала валов и осей с учетом их размеров МПа.
Рис. 1.6. Схема к расчету оси барабана
Сначала расчет выполним для сечения I-I ослабленного шпоночной канавкой.
Формулы для опредиления W Wк и F а также значения поправочных коэффициентов приведены в приложениях XXI XXII XXIII [1]
Нормальные напряжения от изгибающего момента
Касательные напряжения от перерезывающей силы
и - пределы текучести образца.
Для стали 45 т – масштабный фактор (рис. 29[1]) т=073.
Запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Запас прочности при совместном действии нормальных и касательных напряжений
Так как то значение берем из числителя (прил. XIX[1]).
По значению судят о необходимости проверки осей и валов на усталость.
Так как то вал или ось можно не рассчитывать на усталость. Значение коэффициента для различных случаев концентрации напряжений приведены в прил. (XXIV[1]).
Для нашого случая (при ).
где - наибольший кратковременный изгибающий момент в опасном сечении МПа;
- наибольший длительно действующий изгибающий момент в том же сечении МПа.
Поскольку 75 = nт то ось не проверяем на усталость.
Выбор подшипников оси барабана
Ось барабана устанавливают на ролико- или шарикоподшипники радиальные сферические двухрядные.
Подшипник опоры В вставляется в выточку тихоходного вала редуктора Ц2 - 500 имеющую следующие размеры: диаметр 150 мм глубина 66 мм. Поскольку ось барабана не вращается относительно вала редуктора то подшипник опоры В выбираем по статической нагрузке.
Расчетная нагрузка на подшипник
По этой нагрузке для диаметра цапфы 85 мм выбираем подшипник который должен иметь наружный диаметр 150 мм. Таким условиям удовлетворяет роликоподшипник радиальный сферический двухрядный №3517(ГОСТ 5721-75) со статической грузоподъемностью 133000 Н.
Радиальные нагрузки на подшипник при среднем режиме нагрузки
где - частота вращения барабана
Для радиального роликоподшипника эквивалентную нагрузку Н при каждом режиме вычисляем по формуле
Для радиальных самоустанавливающихся двухрядных роликоподшипников при (здесь α – номинальный угол контакта равный углу между нормалью к зоне контакта ролика с дорожкой качения наружного кольца и плоскостью перпендикулярной к оси подшипника).
Эквивалентная нагрузка
С целью соблюдения унификации для опоры А принимаем подшипник №3517 который вполне удовлетворяет по динамической грузоподъемности.
4. Расчет двигателя и выбор редуктора.
При подъеме номинального груза мощность двигателя механизма подъема
где к.п.д. (прил.XXXIII)
Предварительно до проверки мощности двигателя по нагреву принимаем ближайший по каталогу двигатель меньшей мощности. Из прил.XXXV [1] выбираем электродвигатель переменного тока с фазовым ротором типа МТН 611–10 мощностью 53 кВт частотой вращения n = 560 мин-1 ( = 587 радс) максимальным моментом Мп.max=2360 Нм моментом инерции ротора Jр= 4325 Нмс2. Номинальный момент на валу двигателя
Отношение максимального момента к номинальному:
Передаточное число редуктора
где частота вращения барабана
Редуктор механизма подъема выбираем исходя из расчетной мощности частоты вращения двигателя передаточного числа и режима работы.
По каталогу (прил. XLI..XLVI [1]) выбираем редуктор типа Ц2-500-1630-4М (суммарное межосевое расстояние А = 500 мм передаточное число uр=1630 схема сборки 4 вал тихоходный с концом под зубчатую муфту).
Предельная консольная нагрузка на конце тихоходного вала редуктора Ц2-500 при среднем режиме работы принимается 40000 Н (прил. XLVI) [1]. Действующая нагрузка от оси барабана на конец тихоходного вала редуктора составляет 9063 Н которая меньше предельной.
Допустимая величина предельного момента передаваемого редуктором
где - табличное значение мощности при среднем режиме и ;
- табличное значение момента выбранного редуктора;
- кратность пускового момента принимаемая в зависимости от режима роботы;
Средний момент электродвигателя в период пуска
Для выбранного двигателя кратность максимального пускового момента
Поскольку то редуктор удовлетворяет условиям перегрузки двигателя в период пуска.
Статический момент на валу двигателя при подъеме грузов различных по весу определяют по формуле:
где - усилие в навиваемом на барабан катате при подьеме груза Н;
- число ветвей навиваемых на барабан;
- к.п.д. механизма подъема принимаемых в зависимости от поднимаемого груза по экспериментальному графику (рис.36) .
При подъеме номинального груза определяем статический момент на валу двигателя
Усилие в канате свиваемого с барабана при опускании груза Q
Статический момент на валу двигателя при опускании номинального груза
Время пуска привода при подъеме и опускании груза
где - момент инерции двигающихся масс приведенных к валу двигателя при подьеме или опускании груза;
- угловая скорость двигателя;
- статический момент на валу двигателя при подъеме или опускании груза; .
Знак «минус» соответствует пуску при подъеме груза знак «плюс» - при опускании. Момент инерции движущихся масс механизма приведенный к валу двигателя при подъеме груза
- момент инерции ротора двигателя;
- момент инерции зубчатой муфты с тормозным шкивом (прил. XLVII) выбранной предварительно по
– коэффициент учитывающий моменты инерции масс деталей вращающихся медленнее чем вал двигателя принимают =105 125; в нашем случае 12;
- масса поднимаемого груза;
– радиус барабана по центру наматываемого каната.
При подъеме номинального груза:
Время пуска при подъеме груза Q соответственно равно:
Ускорение при пуске поднимаемого номинального груза
Такое ускорение удовлетворяет рекомендациям для кранов общего назначения (табл.16) [1].
Среднеквадратический момент эквивалентный по нагреву действительному переменному моменту возникающему от заданной загрузки
электродвигателя механизма подъема в течение цикла в общем случае определяют по формуле:
где общее время установившегося движения с;
суммарное время пуска в течение одного цикла с;
– коэффициент учитывающий ухудшение условий охлаждения при пуске и торможении
коэффициент учитывающий ухудшение условий охлаждения во время пауз; принимают для закрытых двигателей. Для выбранного двигателя
Для автомобильного крана работающего на открытой площадке среднюю высоту подъема груза примем Нс=4 м(табл.17).
Время установившегося движения:
Суммарное время за цикл работы:
установившегося движения
неустановившегося движения
Время пауз за цикл работы при ПВ=25%:
Число включений в час:
Эквивалентный момент:
Эквивалентная мощность по нагреву:
Следовательно выбранный двигатель удовлетворяет условию нагрева ().
Тормоз устанавливается на быстроходном валу редуктора. Расчетный тормозной момент
где - коэффициент запаса торможения по Правилам Госгортехнадзора для среднего режима (табл.18) [1]
- статический момент на валу двигателя при торможении
По таблице (прил. LI) [1] выбираем двухколодочный тормоз типа ТКТГ-400м с наибольшим тормозным моментом 1500 Нм отрегулированный на расчетный тормозной момент.
Рис. 1.7. Схема колодочного тормоза с электрогидротолкателем
Время торможения механизма подъема
- момент инерции движущихся масс механизма приведенный к валу тормоза при торможении
В зависимости от тормозного момента выбираем диаметр тормозного шкива D = 400 мм.
Тормозной шкив изготовляют из стального литья марки 45Л тормозные колодки футерованы фрикционной лентой типа Б (ГОСТ 1198 - 69). Допускаемые давление и коэффициент трения между ними выбираем по табл.19[1]
Сила трения между колодкой и шкивом:
Сила нажатия колодки на шкив:
Усилие замыкающей пружины:
где ; ; (прил.L[1]);;вес деталей гидротолкателя соединенных с рычажной системой.
Тяговое усилие на штоке электрогидротолкателя при растормаживании
По (прил.L [1]) выбираем гидротолкательтипа ТГМ - 80 с тяговым усилием 80 Н ходом поршня 80 мм.
Высота тормозной колодки
Принимаем что соответствует углу обхвата шкива колодкой =83°36.
Ширина тормозной колодки:
Пружину принимаем из стали 60С2А в=1600 МПа придел текучести при кручении т=1000 МПа.
Расчет пружины производим по предельному усилию при полностью сжатой пружине:
где - коэффициент запаса учитывающий необходимость изменения усилия пружины при регулировки тормоза;
Диаметр проволоки пружины из усилия деформации при кручении:
где - коэффициент кривизны для принятого значения имеем k=114;
- отношение среднего диаметра пружины к диаметру проволоки; предварительно принимаем
Допускаемое напряжение при придельном усилии
По табл. 21[1] (ГОСТ 9389-75) выбираем пружину диаметром прутка d=6мм.
Средний диаметр пружины
В короткоходовых тормозах рабочая длина пружины
Рис.1.8. Схема к расчету пружины короткоходового тормоза
Наименьший зазор между витками в рабочем состоянии
Шаг рабочих витков пружины
Число рабочих витков
Длина полностью сжатой пружины
Из рис. 1.8 можно записать
Длина пружины в свободном состоянии
Шаг витков ненагруженной пружины
Полная длина пружины в свободном состоянии
Так как шток тормоза является направляющей для пружины то для обеспечения ее устойчивости должно соблюдаться условие:
Длина пружины при раскрытом тормозе
Усилие в пружине при
Наибольшее напряжение в материале пружины
Между двигателем и редуктором устанавливаем зубчатую муфту с тормозным шкивом имеющую следующую характеристику: наибольший передаваемый крутящий момент 5750 Нм момент инерции
Крутящий момент передаваемый муфтой в период пуска двигателя при опускании номинального груза:
где суммарный момент ротора элетродвигателя и полумуфты насаженной на вал электродвигателя
Момент инерции полумуфты насаженной на вал электродвигателя
Крутящий момент передаваемый муфтой в период торможения двигателя при подъеме номинального груза:
Максимальный крутящий момент при пуске двигателя:
Крутящий момент от сил инерции передаваемый муфтой:
где момент инерции машины (за исключением момента инерции ротора и полумуфты насаженной на вал двигателя)
Крутящий момент передаваемый муфтой в период пуска:
Из вычисленных значений моментов выбираем момент
Определяем расчетный крутящий для муфты:
где коэффициент учитывающий степень ответственностимуфты (прил. LIV[1]).
Выбранная муфта удовлетворяет условию передачи максимального крутящего момента.
Между барабаном и редуктором установлена зубчатая муфта. Крутящий момент передаваемый муфтой:
где 098 – к.п.д. барабана.
Расчетный момент для выбора муфты:
По табл. ( прил. LV[1]) выбираем стандартную зубчатую муфту (ГОСТ 5006-55) № 10 с модулем m = 6 числом зубьев z = 56 шириной зуба b = 40 мм толщиной зуба s1 = 891 мм наибольшим моментом передаваемый муфтой равным 50000 Нм.
7. Расчет динамических нагрузок в механизме подъема
с учетом упругости звеньев.
Рассмотрим наиболее простой случай двухмассовой системы механизма подъема крана и определим динамические нагрузки в упругих звеньях при неустановившихся режимах роботы привода. Металлоконструкцию моста считаем абсолютно жесткой.
Механизм подъема приводим к эквивалентной расчетной схема с поступательно движущимися массами m1 и m2 соединенными упругими звеньями жесткостью С.
Приведенная к грузу масса вращающихся деталей механизма
Жесткости канатного полиспаста
В зависимости от режима роботы механизма подъема могут быть различные случаи динамического нагружения.
В начале рассмотрим наиболее простой случай когда при пуске двигателя груз с опоры без слабины каната начинает подниматься. К массе m1 приложена движущая сила Р приведенная к грузу которую можно определить через пусковой момент двигателя:
При действии сил на упругую систему массы приходит в колебательное движение с собственной круговой частотой
Период собственных колебаний
Динамические усилия в упругих связях при пуске привода изменяются по гармоническому закону
Максимальное значение динамических усилий в упругих связях (при cos pt=-1) по формуле
Коэффициент динамичности при пуске привода
Динамические нагрузки при торможении привода
Усилие торможения приведенного к грузу
Максимальные динамические нагрузки в упругой связи
Коэффициент динамичности при торможении привода
Динамические нагрузки в механизме подъема могут достигать значительной величины при подъеме груза с подхватом т.е. когда груз поднимается с жесткой опоры при ослабленных канатах.
Динамические воздействия на механизм тем больше чем больше скорость подхвата и жесткость связей:
где – скорость подхвата (принимаем равной скорости подъема).
Коэффициент динамичности
Расчет механизма поворота
Рис. 2.1. Схема механизма поворота
- зубчатый венец; 2-711 – шестерни; 8- тормоз; 9- цепная муфта; 10 – электродвигатель.
Для расчета механизма поворота необходимо знать вес поворотной части крана Gпов координаты центра тяжести х и у момент инерции J.
Координаты центров тяжести механизмов оценивают приближенно по компоновочному чертежу без расчета.
Вес противовеса обычно выбирают таким чтобы его момент уравновешивал момент поворотной части крана и половину грузового момента.
где - вес поворотной части; - расстояние от плоскости симметрии опорно-поворотного круга до цента тяжести поворотной части; – грузоподъемность крана при вылете 135 м;
- координаты центра тяжести противовеса;
где – длина проекции стрелы на горизонтальную ось; - расстояние от центра тяжести до шарнира крепления стрелы
Момент инерции поворотной части кг·м2
Jпов.ч = (Jстр+Jпрот +Jмех.под+Jмех.пов)i2
Здесь Jстр – момент инерции стрелы
где - вес стрелы; - расстояние от центра тяжести крана до середины стрелы при наибольшем вылете .
Jпрот – момент инерции противовеса:
Jмех.под – момент инерции механизма подъема:
где - суммарная масса главного и вспомагательного механизма подъема; .
Jмех.пов – момент инерции механизма поворота:
2. Нагрузки на опорные узлы
Нагрузку на опорные узлы определяют при подъеме номинального груза и наибольшем его вылете L.
Вертикальная нагрузка
Fв=FQ+G0=360000+330000=690000 Н
где FQ – вес номинального груза FQ=360000 Н; G0=330000 Н
Горизонтальная нагрузка от центробежных сил
где FгQ – горизонтальная нагрузка от веса груза; FгG0 – горизонтальная нагрузка от веса крана; nкр=171 обмин – максимальная частота вращения поворотной части.
Здесь предполагается что вес противовеса влючен в общий вес крана G0 и учтен при определении координат центра тяжести поворотной части крана х и у. При положении противовеса ниже плоскости поворотного абсцисса х может быть положительной.
Момент выворачивающий опорно-поворотный круг
где - расстояние от центра тяжести крана до вершины стрелы
где – высота подъема при наибольшем вылете; - расстояние от земли до центра тяжести.
3. Сопротивление повороту механизмов с приводными колесами
Момент сил трения относительно оси вращения при исследовании шарикового поворотного круга
где f=0004 – приведенный коэффициент трения; Dкр – диаметр поворотного круга по центрам шариков; α – угол контакта шариков; если нет данных можно принимать α=450; М – выворачивающий момент
4. Расчет привода и выбор редуктора
Мощность при установившемся движении кВт
Рст=Тгрnкр9550= (2.13)
где nкр – частота вращения крана обмин; – КПД механизма: 085 при использовании зубчатого редуктора; 065 – червячного.
Синхронную частоту вращения nc=1000 обмин выбирают по рекомендациям п.1.4.
Номинальная частота вращения nнnc так как при малой загрузка α скольжение пренебрежимо мало.
Требуемый по условиям разгона номинальный (динамический) момент двигателя Нм.
Тн.д. = (·Jпр.п.nп.·07)(30·tп)
Приведенный момент инерции при пуске кг·м2
где Jб.в.2Jдв – момент инерции деталей быстроходного вала (ротор двигателя вал муфта шкив редуктор).
При расчете Тн.дв. по условиям разгона в первом приближении можно принять Jб.в.=0.
Момент инерции груза
tп = V60α =14560·05=48 с
где α = 02..05мс2 – среднее ускорение груза
Средняя окружная скорость груза
По каталогу выбираем асинхронный двигатель типа МТН 311 – 6 c фазовым ротором со следующими данными:
Фактическая частота вращения nф=nнi не должна отличаться от заданной больше чем 10%. Если допуск не соблюден изменяют i и проверяют время пуска которое изменяется обратно пропорционально квадрату передаточного отношения.
Передаточное отношение механизма поворота
- передаточное отношение открытой пары:
привод установлен неподвижно или на поворотной части
iозп=z2z1 + 1=16412+1=146
По стандартному ряду принимаем iозп=16
По каталогу выбираем редуктор Ц2-300 трехступенчатый с межосевым расстоянием между быстроходным и тихоходным валами с передаточным числом ; с коническим концом тихоходного вала ([1] прил. XLI).
Требуемый момент тормоза Нм
где Jпр.т. – приведенный момент инерции при торможении:
Jпр.тJпр.п·2= ·0952=6135 кг·м2
КПД рычажной системы тормоза h»095
tT – время торможения:
Тст.мин.- наименьший момент статического сопротивления приведенный к валу тормоза:
– число пар поверхностей трения .
- КПД при обратном движении (движение механизма под действием груза при отключенном приводе)
По табл. (прил. L [1]) выбираем тормоз типа ТКТГ – 800 с наибольшим тормозным моментом Мт = 12500 отрегулированный на расчетный тормозной момент.
Расчет механизма изменения вылета
1. Расчет мощности двигателя и выбор редуктора
Среднеквадратическое усилие в стреловом полиспасте:
где усилия в стреловом полиспасте определенные для положений стрелы через равные промежутки угла наклона;
длины стрелового полиспаста на каждом промежутке
где угол наклона стрелы;
минимальное расстояние от корневого шарнира до линии действия усилия в полиспасте при максимальном вылете стрелы;
– усилие в грузовом канате приведенное к стреловому полиспасту
Рис 3.1. Схема определения приведенного усилия
Для определения рассмотрим рис. 3.1. Усилие в стреловом полиспасте будет уменьшаться не только на величину усилия в грузовом канате а дополнительно на часть его обусловленную трением в блоке. От усилия в грузовом канате на оси блока возникает реакция R и момент трения.
где коэффициент трения в подшипниках блока;
Максимальная реакция R будет при верхнем положении и в пределе при вертикальном положении стрелы R = 2Sгр. При горизонтальном положении стрелового полиспаста
Окружное усилие на блоке:
Определяем усилие в стреловом полиспасте при наклонной стреле под углом 10:
Усилия для других положений определяем аналогично и сводим их в табл. 1.
Рис. 3.2. Схема определения длины стрелового полиспаста.
Подставив значения в формулу (3.1) определим
где скорость сокращения полиспаста;
величина сокращения полиспаста;
величина изменения вылета;
средняя скорость перемещения груза.
Выбираем асинхронный электродвигатель MTF 211 – 6 с фазовым ротором N = 9 кВт n = 915 мин-1 ( = 9577 радс)
2. Расчет стрелового полиспаста
Задаемся кратностью стрелового полиспаста u = 10 из расчета чтобы усилие в канате не превышало 180000 Н.
Усилие в ветви каната:
Из прил. I [1] выбираем канат стальной двойной свивки типа ЛК-3 конструкции (1+6;6+12)+1 о. с. (ГОСТ 7665 – 69) диаметром dк=175 мм при расчетном пределе прочности проволок =170 МПа площадью сечения всех проволок Fк=11458 мм2 и с разрывным усилием Sp=165500 Н.
Диаметр барабана при e = 18
Частота вращения барабана:
где скорость каната на барабане
Передаточное число редуктора:
По каталогу выбираем редуктор Ц2 – 250 – 249 – 4М способный передать Nред = 133 кВт при частоте вращения входного вала 1000 мин-1.
3. Проверка двигателя на продолжительность времени пуска
При минимальном и максимальном усилиях:
угловая скорость вращения стрелы радс
скорость движения груза при подъеме стрелы или линейная скорость движения конца стрелы
Мст – статический момент;
момент инерции вращающихся масс механизма изменения вылета крюка.
Время пуска при максимальном усилии в стреловом полиспасте:
При минимальном усилии в стреловом полиспасте:
Согласно принятым нормам время пуска при должно быть не более 5 6 с при не менее 10 с.
Условие правильности выбора двигателя по пусковому моменту
где максимальный момент на валу двигателя определенный с учетом сил инерции.
усилие в стреловом полиспасте с учетом сил инерции
где сила инерции груза при подъеме стрелы.
Максимальный момент :
Коэффициент загрузки двигателя при пуске :
Тормоз должен удержать стрелу в любом положении при действии статических и инерционных нагрузок.
максимальный тормозной момент на валу тормоза соответствующий
Расчетный тормозной момент
Выбираем тормоз с электрогидротолкателем ТКГ – 200 с максимальным тормозным моментом 250 (прил. L [1]).
Проверку тормоза производим на продолжительность торможения при действии максимального и минимального моментов которая не более 4 5 с при и не менее 15 с при :
где статический момент.
что меньше допустимого времени торможения. Для получения достаточного времени торможения необходимо на валу двигателя поставить маховик и увеличить момент инерции до требуемой величины.
Список используемой литературы:
Расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин. Под ред. Иванченко Ф. К. и др. Киев «Вища школа» 1978 576 с.
Андриенко А.Н. Стреловые самоходные краны. К.: «Вища школа» 2002г. 704 с.
Стреловые самоходные краны. Атлас конструкций. Учебное пособие для вузов. Под ред. д-ра техн. наук проф. С. Т. Сергеева. О. «Машиностроение» 1993 286 с.
Подъемно-транспортные машины. Атлас конструкций. Учебное пособие для вузов. Под ред. д-ра техн. наук М. П. Александрова. М. «Машиностроение» 1973 256 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя .
М.: «Машиностроение» 1979 Т.1 728с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя .
М.: «Машиностроение» 1980 Т.2 560 с.