Чертежи тележки мостового электрического крана грузоподъемностью 4 т. расчеты

Спецификация 3.spw

Подшипник 1309 ГОСТ 28428-90
Болт М8-g6.60 ГОСТ 7798-70
Шайба 8 65Г ГОСТ 6402-70

Чертеж2.cdw

Рабочие размеры с неуказанными предельными отклонением
Муфты заполнить смазкой Литол-24 ГОСТ 21150-75
Перед установкой тормоза тормозной шкив протереть и высушить.
Наибольший угол перекоса осей соединяемых валов при отсутствии
их радиального смещения 0
Схема расположения отверстий М1:20

Чертеж3Б.cdw

При сборке обеспечить свободное без заеданий вращение колеса
поз. NN в подшипниковых опорах
Подшипники поз. 9 заполнить на 23 свободного объема корпуса
смазкой Литол 24 ГОСТ 21150-75

Чертеж1Б.cdw

Техническая характеристика тележки
Группа режима работы 3М
Электродвигатель механизма
передаточное отношение 31
передаточное отношение 12
Канат механизма подъёма 11
Технические требования
*Размеры для справок
Рабочие размеры с неуказанным предельным отклонением
Схема навивки каната
Нагрузки на ходовые колёса
Ось механизма передвижения
Схема расположения отверстий М1:20
Ограждения условно не показано

Спецификация 1.spw

Расчётно-пояснительная
Механизм передвижения
Уравнительный балансир
-5-336 ОСТ 24.191.08-81
Шпилька М27x85.58 ГОСТ 22042-76
Гайка М27.5 ГОСТ 5915-70
Шайба 27 65Г ГОСТ 6402-70
Болт М18x50.88 ГОСТ 7798-70
Гайка М18.5 ГОСТ 5915-70
Шайба 18 65Г ГОСТ 6402-70
Болт М6x42.88 ГОСТ 7798-70
Гайка М6.5 ГОСТ 5915-70
Шайба 6 65Г ГОСТ 6402-70
Болт М8x30.88 ГОСТ 7798-70
Гайка М8.5 ГОСТ 5915-70
Шайба 8 65Г ГОСТ 6402-70
Болт М12х50.88 ГОСТ 7798-70
Болт М16x65.88 ГОСТ 7798-70
Гайка М16.5 ГОСТ 5915-70
Шайба 16 65Г ГОСТ 6402-70
Болт М10x25.88 ГОСТ 7798-70
Шайба 10 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба С.10.37 ГОСТ 11371-78
Гайка М10.5 ГОСТ 5915-70
Болт М12х30.88 ГОСТ 7798-70
Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70
Болт М10x50.88 ГОСТ 7798-70

ПЗ 4т.docx

Выбор элементов и предварительные расчеты5
1. Механизм подъема5
1.1. Выбор крюковой подвески и расчет ее элементов5
1.3. Выбор барабана и блоков7
1.4. Выбор двигателя10
1.5. Выбор передачи11
1.7. Выбор тормоза13
2. Механизм передвижения тележки15
2.2. Определение сопротивлений передвижению тележек16
2.3. Расчет и выбор электродвигателя механизма передвижения тележки16
2.4. Выбор передачи18
2.5. Выбор тормоза19
Проверочные расчеты22
1. Проверка надежности пуска двигателя механизма подъема22
2. Проверка элдвигателя механизма передвижения тележки на время разгона23
3. Проверка механизма передвижения тележки на отсутствие буксования24
4. Проверка ходовых колес поконтактным напряжениям обода ирельса25
Компонование механизмов на тележке28
Расчет буферного устройства31
Проектирование приводной колесной установки32
1. Расчет шпоночного соединения32
2. Расчет шлицевого соединения32
4. Уточненный расчет вала33
Библиографический список38
Грузоподъемные машины (ГПМ) — высокоэффективное средство комплексной механизации и автоматизации подъемно-транспортных погрузочно-разгрузочных и складских работ. Применение таких машин уменьшает объем использования тяжелых ручных операций и способствует резкому повышению производительности труда.
Автоматизация грузоподъемных машин позволяет включить их в поточную линию а универсальность использования — сделать составным элементом гибкого автоматизированного производства. Поэтому подъемно-транспортное оборудование в настоящее время превратилось в один из основных факторов определяющих эффективность производства. Правильный выбор подъемно-транспортного оборудования влияет на нормальную работу и высокую продуктивность производства.
Проектирование грузоподъемных машин основывается на практике ранее выполнявшихся графических и расчетных работ по инженерной графике начертательной геометрии теории механизмов и машин деталям машин и призвано интегрировать раннее полученные навыки при проектировании грузоподъемных машин. Также проект призывает выработать навыки работы с требованиями и указаниями ЕСКД.
Курсовой проект содержит в себе элементы эскизного и технического проектирования а также разработки рабочей документации.
В данном курсовом проекте надлежит выполнить сборочные чертежи тележки ее сборочной единицы – подъемной лебедки и сборочный чертеж приводной колесной установки. Выполнить проектные и проверочные расчеты механизмов подъема передвижения и проводной колесной установки. Закрепить навыки работы с технической документацией и выработать навыки проектирования машин.
Выбор элементов и предварительные расчеты
Выбрана следующая кинематическая схема:
Рис. 1. Кинематическая сxема меxанизма подъема:
а – лебедка; б – запасовка канатов; 1 – электродвигатель; 2 – соединительная муфта;
– промежуточный вал; 4 – тормоз; 5 – редуктор; 6 – барабан;
– уравнительный балансир; 8 – канаты; 9 – крюковая подвеска
1.1. Выбор крюковой подвески и расчет ее элементов
Выбор типоразмера стандартной крюковой подвески производится по двум условиям: грузоподъемность крюковой подвески не должна быть меньше заданной и режим работы крюковой подвески должен соответствовать режиму работы механизма.
Для крана с грузоподъемностью 4т и легким режимом работы по ГГТН примем крюковую подвеску 2-5-336 с двумя блоками грузоподъемностью 10 т диаметром блоков по дну канавки 336 мм.
Выбранная стандартная крюковая подвеска однозначно определяет кратность полиспаста:
где ZК = 4 – число ветвей каната на которых висит груз; = 4
ZК.Б = 2 – число ветвей каната которые навиваются на барабан.
Канаты изготавливают из высокопрочной стальной проволоки диаметром 02–3 мм высшей (В) первой (I) и второй (II) марок с временным сопротивлением разрыву ВР = 1400 2000 МПа.
Для кранов следует выбирать канаты как правило с маркировочной группой по временному сопротивлению разрыву 1764 МПа.
Расчет каната сводится к выбору по ГОСТ минимально допусти- мого диаметра при котором его разрывное усилие F0 (H) не может быть меньше значения расчетного разрывного усилия РР (H):
где ZP=55 – минимальный коэффициент использования каната (коэффициент запаса прочности)
SНОМ – номинальное статическое натяжение ветви каната набегаю- щего на барабан Н.
где Q = 4·103 кг – масса груза;
mК.П = 613 кг – масса крюковой подвески;
а = 2 – число полиспастов на которых висит груз;
КП = 2 – кратность полиспаста;
П = 099 – КПД полиспаста.
РР = 55·1005069 = 5528 кH.
Тогда выбираем канат с разрывным усилием F0 = 688 кН:
канат 110-Г-В-1764-Н ГОСТ 2688-80.
Расчет блоков включает в себя расчет геометрических параметров блоков.
Минимальные диаметры барабанов блоков и уравнительных блоков огибаемых стальными канатами определяются по формулам:
DБ ≥ h1dК; DБЛ ≥ h2dК; DУР ≥ h3dК
где dК = 110 – диаметр каната;
DБЛ DБ DУР – диаметры соответственно блока барабана и уравнительного блока по средней линии навитого каната мм;
h1 = 18 – коэффициенты выбора диаметра барабана;
h2 = 20 – коэффициенты выбора диаметра блока;
h3 = 14 – коэффициенты выбора диаметра уравнительного блока.
DБ ≥ h1dК = 18·11 = 198 мм примем DБ = 320 мм.
DБЛ ≥ h2dК = 20·11 = 220 мм примем DБЛ = 220 мм.
DУР ≥ h3dК = 14·11 = 154 мм. примем DУР = 160 мм.
1.3. Выбор барабана и блоков
Размер АУ.Б для уравнительного балансира может быть определен из условия одинакового по знаку отклонения каната на внутренних блоках крюковой подвески и из условия максимально допустимого отклонения при набегании на блок:
ВН ≤ АУ.Б ≤ ВН + 2hMIN У.Б tg [γ]
где ВН = 56 мм – расстояние между осями крайних внутренних блоков крюковой подвески;
hMIN. У.Б – минимальное допускаемое расстояние между осью блоков крюковой подвески и продольной осью уравнительного балансира;
[γ] – максимально допустимый угол отклонения набегающей на барабан ветви каната от оси ручья блока.
Примем hMIN. У.Б = 3DБЛ = 3·220 = 660 мм [γ] = 6°.
≤ АУ.Б ≤ 56+660·tg6°=1254
Примем АУ.Б = 125 мм.
Остальные размеры установки уравнительного балансира (рис.2) можно принять по следующим ориентировочным соотношениям:
LУ.Б = (12 13)АУ.Б = 150 мм;
ВУ.Б = (06 07)АУ.Б = 80 мм;
НУ.Б = (045 045)АУ.Б = =5625мм; примем НУ.Б = 55 мм;
LОП. У.Б = (065 075)АУ.Б = =90мм;
hУ.Б = (025 035)АУ.Б = 40 мм.
Рис. 2. Вариант установки уравнительного
Длина барабана с двумя нарезками для сдвоенного полиспаста:
L Б = 2lH + l0 +2lK
lH – длина одного нарезанного участка.
Длина гладкого среднего участка барабана может быть определена из соотношения:
ВН – 2hmin tg γ ≤ l0 ≤ ВН + 2hmin tg γ
γ — максимально допустимый угол отклонения набегающей на барабан ветви каната γ = 6.
lК = (4 5)dК = 4÷5 · 11 = 49 мм.
lН = t(ZРВ + ZН +ZКР)
где t — шаг навивки каната
t = dК+ (2 3) = 11 + (2 3) = 14 мм;
ZН — число неприкосновенных витков необходимых для разгрузки деталей крепления каната на барабане (ZН ≥ 15). Рекомендуется принимать ZН = 5 6. Примем ZН = 6;
ZКР — число вит- ков для крепления конца каната ZКР = 3 4. Примем ZКР = 4.
ZРВ — число витков для навивки одной ветви каната;
где HП = 12 м — высота подъема груза.
lH = 14·(24 + 6 + 4) = 476 мм.
LБ = 2·476 + 250 + 2·49 = 1300 мм.
Отношение LБDБ рекомендуется назначать в пределах 35–50:
Толщину нарезанной цилиндрической части барабана по дну канавки определяют только по напряжениям сжатия т.к. напряжение изгиба и кручения барабанов длиной менее трех диаметров не превышает 10– 15% от напряжения сжатия. В таком случае:
где SНОМ = 1005069 Н — номинальное статическое натяжение ветви каната набегающего на барабан;
t— шаг нарезки на барабане t = dК+ (2 3) = 11 + 3 = 14 мм;
[СЖ] = 275 МПа — допускаемое напряжение на сжатие для сталиЛ35.
1.4. Выбор двигателя
Выбор электродвигателей для механизма подъема осуществляется по расчетной мощности РР которая должна быть равна соответствующему значению номинальной мощности электродвигателя при режиме работы ПВ40% или меньше его:
где КИ — коэффициент использования электродвигателей в зависимости от типа поднимаемого груза: для крюкового крана КИ = 07;
КЗ — коэффициент запаса определяемый условиями работы при повышенной температуре окружающей среды: КЗ = 1 для механизмов режимных групп M1–
КР — коэффициент использования электродвигателей при регулировании скорости. Примем КР = 13;
КВ = 082 — коэффициент относительной продолжительности включения;
КПР = 1 — коэффициент дополнительных пуско-тормозных нагрузок;
РСТ — мощность статической нагрузки при подъеме номинального груза с номинальной скоростью:
где Q = 4т — масса подключаемого груза;
mК.П = 613 кг — масса крюковой подвески;
VК.П — номинальная скорость подъема груза мс;
VК.П = 15 ммин = 025 мс.
РР = КИКЗКРКВКПРРСТ = 07·1·13·082·1·1245 = 93 кВт
Выбираем двигатель MTH 311-6 массой 170 кг.
Частота nДВ=940 обмин мощность Р=11 кВт.
Для обеспечения заданной скорости подъема груза он должен иметь передаточное число:
где DБ — диаметр барабана по оси навиваемого каната м;
nДВ — частота вращения вала двигателя обмин;
VП — скорость подъема ммин;
КП — кратность полиспаста.
Передаточное число выбираемого редуктора не должно отличаться от расчетного более чем на (±15)%. Примем UP = 315.
Типоразмер редуктора выбирают путем сравнения эквивалентного (равноценного) вращающего момента на выходном валу TЕ:
где TMAX — максимальный вращающий момент на тихоходном валу редуктора;
З = 018 — коэффициент интенсивности режима нагружения для класса нагружения механизма В2;
NНО — базовое число циклов перемены напряжений для твердости рабочей поверхности зубьев колес редукторов 290 НВ примем NHO=24·106;
Параметр ΣN определяется по формуле ΣN = K1 n nW Σti
где K1 = 3600 — коэффициент для передач с односторонней нагрузкой (механизм подъема);
n — частота вращения тихоходного вала редуктора:
VП — скорость подъема груза мс;
nW — число зубчатых колес сцепляющихся с тихоходным колесом редуктора (для мостовых кранов nW = 1);
ΣN = 3600·05·1·6300 = 1134·106
Б = 098 — КПД барабана.
Выбираем редуктор Ц2У-250 с передаточным числом UP=315 крутящим моментом на выходном валу 4 кН·м межосевым расстоянием а= 410 мм.
Муфты выбирают по наибольшему диаметру концов соединяемых валов. Затем проверяют прочность муфты из условия:
где ТН — номинальный крутящий момент;
ТР — расчетный крутящий момент;
К1 — коэффициент ответственности (примем К1= 18);
К2 — коэффициент условий работы машины (при спокойной работе К2 = 1);
К3 — коэффициент углового смещения (примем К3 = 15 при γ≤1);
Т — передаваемый крутящий момент (наибольший из длительно действующих).
Крутящий момент Т определяется при подъеме максимального (номинального) веса груза с постоянной скоростью:
ТН ≥ ТР = 1245·18·1·15 = 3402 Н·м.
Быстроходный вал редуктора 40 мм диаметр выходного вала двигателя 50 мм. Примем муфты:
МЗП 2-1400-25-2-У2 ГОСТР50895–96
МЗП 2-1400-25-2-У2 с тормозным шкивом ГОСТР50895–96.
Выбор тормоза механизма подъема осуществляется по расчетной величине тормозного момента ТТ.Р который определяется из условия надежного удержания груза на весу:
где КТ = 15 — коэффициент запаса торможения кранов общего назначения регламентируемый правилами Ростехнадзора КТ ≥ 15;
ТСТ — статический момент от веса груза на тормозном валу:
ТТ.Р ≥ КТТСТ = 15·81 = 121 Н·м.
Выбираем тормоз ТКТ-200 с максимальным тормозным моментом 157Н·м и диаметром тормозного шкива 200 мм.
2. Механизм передвижения тележки
Конструктивная схема передвижения с центральным расположением редуктора относительно колес тележки представлена на рис. 3.
Рис. 3. Схема механизма передвижения тележки
Предварительно выбор сборочной единицы «колесо в сборе» производится по максимальной статической нагрузке которая для тележек определяется по формуле:
где GГ GТ — вес номинального груза главного подъема и вес тележки соответственно;
nК = 4 — число ходовых колес;
КН = 12 — коэффициент неравномерности распределения нагрузки на колеса.
Вес тележки в предварительных расчетах можно определить из ориентировочных соотношений:
GТ = (025 035)GГ = 035·4·981 = 1373 кН
при режимах работы 1М–4М.
При максимальной статической нагрузке до 50 т диаметр колеса принимаем 200 мм. Принимаем рельс с выпуклой головкой типа Р18 шириной В=4 см и r=9 см.
2.2. Определение сопротивлений передвижению тележек
Полное статическое сопротивление передвижению крана (тележки) при работе в помещении:
где WТР — сопротивление сил трения;
WУ — сопротивление от уклона путей.
Сопротивление сил трения приведенных к ободу ходового колеса:
где GП — вес крюковой подвески;
f=0015 — коэффициент трения в подшипниках колес;
d=40 мм — диаметр посадки подшипника на вал ходового колеса;
=04 — коэффициент трения качения колес по рельсу (табл. 19);
КР — коэффициент учитывающий сопротивление трению реборд для тележки КР = 25.
Сопротивление от уклона пути:
WУ = α (GГ + GП + GТ) = 0002(613+135·4000)·981 = 10715 Н
где α — уклон рельсового пути (для тележки α = 0002).
WСТАТ = 93757 + 10715 = 104472 Н.
2.3. Расчет и выбор электродвигателя механизма передвижения тележки
Выбор электродвигателя производится в соответствии с ОСТ 24.090.85–88 который предусматривает вычисления расчетной мощности РР необходимой для разгона крана (тележки):
где РСТ РДИН — мощность затрачиваемая на преодоление статических и динамических нагрузок соответственно.
Таким образом расчетная мощность РР кВт двигателя механизма передвижения тележки при работе в помещении по условиям пуска с заданным ускорением:
где VТ = 075 мс — скорость движения тележки;
a’ — коэффициент учитывающий инерцию вращающихся масс механизма a’ = 115;
a — допускаемое ускорение тележки а=015 мс2;
К1 = 07 — коэффициент использования двигателя по пусковому моменту (для асинхронных двигателей с фазным ротором);
γП — кратность отношения максимального пускового момента двигателя к номинальному γП = 25;
ИСX = МУФТ· ПОДШ· Р = 0993·0992·0963 = 084 — КПД механизма;
РСТ — мощность кВт затрачиваемая на преодоление статических сопротивлений.
Пренебрегая массой крюковой подвески ввиду ее малости получим:
где g — ускорение силы земного притяжения g = 981 мс2 ; mГ mТ в килограммах; d D в миллиметрах.
По расчетной мощности РР выбирается двигатель из условия
где РНОМ.1 — номинальная мощность двигателя по каталогу при ПВ = 40% вне зависимости от заданного режима работы.
Исходя из РНОМ.1 выбираем двигатель MTF 012-6 с мощностью на валу 22 кВт при ПВ=40% n=890 обмин.
где D — диаметр ходового колеса м;
VТ — скорость тележки ммин;
Типоразмер редукторов выбирают по методике аналогичной изложенной для механизма подъема груза в п. 2.1.5 путем сравнения эквивалентного вращающего момента на выходном валу TЕ:
NНО — базовое число циклов перемены напряжений для твердости рабочей поверхности зубьев колес редукторов 290 НВ методу полярной интерполяции примем NHO=24·106;
где K1 = 1800 — коэффициент для передач с односторонней нагрузкой (механизм подъема);
VП — скорость тележки мс;
ΣN = 1800·12·1·6300 = 136·106
Выбираем редуктор 1Ц3Увк-100 с передаточным числом UP=125 крутящим моментом 250 Н·м.
Расчетный тормозной момент механизма при работе крана в закрытом помещении определяется для движения без груза под уклон в положении когда реборды колес не задевают за головки рельсов
ТТОР = ТУ.0 + ТН.0 – ТТР.0
где ТУ.0 ТН.0 ТТР.0 — соответственно моменты приведенные к валу тормоза создаваемые уклоном инерцией тележки и силами трения в ходовых колесах.
Эти параметры можно определить по следующим зависимостям:
Сопротивления движению тележки определяются по формулам:
где a — допускаемое замедление; значения параметров GТ f d m приведены выше;
— коэффициент учитывающий инерцию вращающихся масс механизма. При скорости передвижения меньше 1 мс = 125;
КТР — коэффициент учитывающий сопротивление движению тележки от троллейного токовода КТР = 125.
WУ.О = 0002·1373·103 = 2746 Н;
WН.О = 01·125·1400 = 175 Н;
ТТОР = 0194 + 1239 – 1086 = 0347 Н·м.
Выбор типа и типоразмера тормоза производится по тем же принципам что были изложены для механизма подъема груза.
Выбираем тормоз ТКТ-100 с максимальным тормозным моментом 20Н·м и диаметром тормозного шкива 100 мм.
Крутящий момент Т определяется при передвижении максимального (номинального) веса груза с постоянной скоростью:
ТН ≥ ТР = 10447·18·1·15 = 282 Н·м.
Быстроходный вал редуктора 25 мм диаметр выходного вала двигателя 28 мм диаметры ходовых установок 40 мм.
Примем 2 муфты МЗП на тихоходный вал:
Муфта МЗП 2-710-15-1-У2 ГОСТР50895–96.
Примем муфту МЗ на быстроходный вал:
Муфта МЗ 2-710-15-1-У2 ГОСТР50895–96.
1. Проверка надежности пуска двигателя механизма подъема
Среднепусковой момент электродвигателя:
ТСР.П = ТСТ + ТИ.П + ТИ.ВР
где ТИ.П — момент сил инерции поступательно движущихся масс (груз и грузозахват);
ТИ.ВР — момент инерции вращающихся масс (ротор двигателя муфты зубчатые колеса барабан и т.п.).
Раскрыв значения моментов в приведенной формуле через начальные параметры можно определить время разгона по зависимости:
где nДВ — номинальная частота вращения двигателя по каталогу при заданном ПВ обмин;
γ — коэффициент учитывающий инерцию вращающихся масс расположенных на втором третьем и последующих валах механизма γ=11 12 примем γ=12;
J1— момент инерции вращающихся масс первого (быстроходного) вала:
J1 = JМУВП +JРОТОРА + JМЗсТШ. = 012+0225+015 0495 кг·м2
mГ mП — масса груза и крюковой подвески соответственно кг;
rБ = 05(DБ+dK) = 01655 м — радиус барабана по оси навиваемого каната;
KП UР — кратность полиспаста и передаточное число редуктора;
ТСР.П — среднепусковой момент двигателя:
ТСР.П = ТДВ.Н СР.П. = 1118·155 = 1733 Н·м:
Здесь ТДВ.Н = 9554·Р40n40 = 9554·11940 = 1118 Н·м
где Р40 — мощность двигателя по каталогу при ПВ = 40% вне зависимости от заданного режима работы кВт;
n40 — частота вращения двигателя по каталогу при ПВ = 40%;
СР.П — кратность среднепускового момента двигателей с фазным ротором СР.П = 155;
ТСТ — момент статических сопротивлений приведенный к валу двигателя Н·м:
Рекомендуемое время разгона: tРЕК = 1 2 с а tP = 1 319 что является в пределах допустимых показателей.
2. Проверка элдвигателя механизма передвижения тележки на время разгона
При работе крана в помещении время разгона:
где mТ — масса тележки кг;
rК = 01 м — радиус ходового колеса;
ТСТ.1 — статический момент сопротивления движению приведенный к валу двигателя:
WТР = 93757 Н WУ = 10715 Н — силы сопротивления трению и уклону.
J1 = JРОТОРА + JТШ. + JМЗ. = 0029+00027+0087 0125 кг·м2
3. Проверка механизма передвижения тележки на отсутствие буксования
Условие отсутствия буксования jФАКТ ≤ jДОП
где jФАКТ — фактическое ускорение движения тележки которое определяется по зависимости:
где vТФ = 075 мс — фактическая скорость движения тележки;
tР — время разгона механизма;
jФАКТ — допустимое ускорение тележки:
где nПР nОБЩ — число приводных колес и общее число колес соответственно;
φ — коэффициент сцепления колеса с рельсом при работе крана в помещении φ = 02;
КЗАП— коэффициент запаса сцепления КЗАП ≥ 12
Условие отсутствия буксования jФАКТ ≤ jДОП – выполнено.
Условие отсутствия юза:
где допустимое замедление тележки при торможении (исключение яв- ления юза):
Здесь tТ — фактическое время торможения принять времени ускорения.
Условие отсутствия юза: – выполнено.
4. Проверка ходовых колес поконтактным напряжениям обода ирельса
Напряжение в контакте обода колеса и рельса с выпуклой головкой определяют по формуле:
где D=20 – диаметр колеса см;
К=0143 – коэффициент зависящий от отношения радиуса закругленной головки рельса к диаметру колеса;
Р – максимальная статическая нагрузка на колесо кН;
КД = 1+a1v = 1+015·075 = 1113 - коэффициент динамичности пары «колесо-рельс»;
V – номинальная скорость передвижения мс;
а1 = 015 – коэффициент зависящий от жесткости кранового пути см;
К1 = 105 – коэффициент учитывающий влияние касательной нагрузки на напряжение в контакте.
Контактные напряжения не должны превышать допускаемые напряжения [N] МПа при приведенном за срок службы числе оборотов колеса N:
где [0] = 920 МПа – допускаемые напряжения проката из стали 75и65Г ГОСТ 10791–81 при N ≤ 104.
Приведенное и полное число оборотов колеса за срок службы определяют соответственно по формулам:
где – коэффициент приведенного числа оборотов колеса;
VC = V = 09*075 = 0675 – усредненная скорость передвижения колеса мс;
V- номинальная скорость передвижения мс;
– коэффициент зависящий от отношения времени неустановившегося движения tн (суммарное время разгона и торможения) к полному времени передвижения t. Примем 09.
Значение принимают в зависимости от отношения минимальной нагрузки на колесо Рmin к максимальной Р:
PminP = 1589(50*981) = 003 следовательно = 019.
N = Nc = 019124106 = 024106
802 ≤ 319 следовательно условие прочности выполняется.
Компонование механизмов на тележке
Определим координаты центра тяжести порожней тележки (точка ОТ) с учетом веса рамы GР двигателей G1 и G5 редукторов G2 G4 и барабана G3:
где G xi yi — координаты точек их приложения.
G3 = ρстали·g·VБ·13= 7850·981··025(DБ2 – (DБ-)2)·15·13 = 37449 Н.
Зная координаты веса груза и веса порожней тележки определим вертикальную нагрузку действующую на ходовые колеса:
где yГР — координаты веса груза относительно оси yТ — координаты веса тележки относительно оси xТ — координаты веса тележки относительно оси yy
и от веса порожней тележки:
Полная статическая нагрузка на ходовые колеса в груженом состоянии:
P1 = P1T + P1 Г; P2 = P2T +P2 Г; P3 = P3T +P3 Г; P4 = P4T +P4 Г.
Р1 = 979994 + 388986 = 136898 H
Р2 = 979994 + 313469 = 1293463 H
Р3 = 982006 + 373231 = 1355237 H
Р4 = 982006 + 297714 = 127972 H.
Разница в статической нагрузке на колеса составляет меньше 15%:
Δст = Р1-Р4Р1·100% = 136898-127972136898·100% = 65%.
Как уже отмечалось в [1] при компоновании тележки стремятся к равномерному распределению нагрузок на колеса. Ввиду этого было принято решение увеличения колеи тележки LТ с 17 м до 22м для уменьшения неравномерности распределения нагрузки на колеса без груза.
Разница в статической нагрузке на колеса без груза составляет при колее 17м 422%. А при колее 22м 235%.
Рис. 4 – схема компоновки механизмов на тележке.
Расчет буферного устройства
Резиновые буферы применяют при скоростях наезда v меньших либо равных 1 мс.
Нетрудно показать что при установке упоров на середине пути торможения скорость крана (тележки) в момент наезда составит 0707 от скорости которую имел кран в момент отключения двигателя. Таким образом для крана с гибкой подвеской груза:
При выборе стандартных буферов для которых известна энергоемкость можно пользоваться вышеприведенным уравнением.
Примем стандартный буфер БР100 [5].
Вышеприведенное уравнение утверждает что кинетическая энергия тележки должна быть равна сумме сумм сил сопротивления и торможении на ход буфера и энергоемкости буферов чтобы буфер отработал свой ресурс. Тогда для этого должно выполняться неравенство:
где mК(Т) = 1400 кг — масса тележки;
WТР = 93757 Н — сила сопротивления передвижению;
W’Т = 20·2DК·UP = 20·202·125 = 2500 H — тормозная сила тормоза приведенная к ободу ходовых колес; проведем проверочный расчет на случай выхода тормозов из строя тогда W’Т = 0 Н.
S = 00316 м — ход буфера БР100;
А = 324 кН·м — энергоемкость буфера;
n = 2 — число буферов.
Выполним проверку условия:
– условие выполняется.
Проектирование приводной колесной установки
1. Расчет шпоночного соединения
Расчет выполняется как проверочный на смятие по формуле [2]:
где T – крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом Нм; примем допустимый крутящий момент редуктора.
h – высота шпонки; t1 – глубина паза на валу; b – ширина шпонки [] - допускаемое напряжение смятия. Для стальных ступиц при реверсивном приводе []=120 МПа. Результаты расчета шпонок представлены в виде таблицы.
2. Расчет шлицевого соединения
Выбранное соединение проверяют на смятие [2]:
где dср = D – 11m = 45 – 11·2 = 428 мм – средний диаметр
h = 0815m = 0815·2 = 163 мм – рабочая высота зубьев
z = 21 – число зубьев
Кэ = 15 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями.
Принимаем внутренний диаметр муфты [2]:
Расчетный крутящий момент:
Tp = k1k2k3T = 1·15·15·250 = 5625 H·м
где к1=1 – коэффициент ответственности
к2=15 – коэффициент условий работы машины
к3=15 – коэффициент углового смещения.
Делительный диаметр зубчатого зацепления муфты:
dm = mz = 25·30 = 75 мм.
Радиальная сила действующая на вал со стороны муфты:
Fm = 400TPdm = 400·562575 = 3 кН.
4. Уточненный расчет вала
Статическая нагрузка на колесо: Р2 = 1293463 кH.
Радиальная сила действующая на вал со стороны муфты: Fm = 3 кН.
Вес редуктора: G4 = 45·981 = 044145 кН.
Сопротивление движению колес: FC = 2·TD = 2·10502 = 105 кН.
Для составления расчетной схемы представляем вал в виде балки на двух опорах (рис. 5) [2].
Радиальные опорные реакции:
Суммарный максимальный изгибающий момент:
Рис. 5 – конструкция вала и его расчетная схема
Геометрические характеристики сечения.
Значения площади поперечного сечения A осевого и полярного моментов сопротивлений для типовых поперечных сечений определяют по формулам для сплошного круглого вала:
Передел прочности материала (сталь 45)
Пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам:
для углеродистых сталей:
= 0.43= 043890= 382.7 МПа
= 0.58= 058382.7= 221.966 МПа
При вычислении амплитуд и средних напряжений цикла принимают что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу а касательные по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу. В этом случае:
Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла
= 0.02(1+0.01)= 002(1+001·890)= 0.198
= 0.5= 05·0.198=0.099
Коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений
Коэффициент влияния шероховатости поверхности
KV - коэффициент влияния упрочнения принимаем KV =1.
Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали:
Коэффициенты запаса прочности:
S == 2.17 ≥ [S] = 2.
Расчет вала на статическую прочность:
[] = т[S] = 65018 = 361 МПа.
В данной курсовом проекте были выполнены проектные и проверочные расчеты механизмов подъема и передвижения передвижной колесной установки также были найдены компоновочные решения размещения узлов на тележке. Выполнены расчеты сборочных единиц.
Получены навыки эскизного и технического проектирования а также разработки рабочей документации. Были закреплены ранее полученные навыки из дисциплин по «инженерной графике» «начертательной геометрии» «теории механизмов и машин» «деталям машин» «стандартизации и метрологии» «грузоподъемных машин» а также навыки работы с технической документацией.
Комплексное использование навыков полученных из данных дисциплин активно применялось в данном курсе проектирования тележки мостового электрического крана с целью получения общеинженерной подготовки проектирования машин в целом.
Библиографический список
Проектирование конструирование и расчет механизмов мостовых кранов: учебное пособие. В.П.Жегульский О.А.Лукашук под ред. Г.Г.Кожушко – Екатеринбург: Изд-во Урал. ун-та 2016. 184 с.
Расчет деталей машин: учеб. пособие. Г.Л. Баранов – 2-е изд. перераб. и доп. – Екатеринбург: УГТУ-УПИ 2008. 222 с.
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.
Подъемно-транспортные машины: Атлас конструкций: Учеб. пособие для студентов втузовМ.П. Александров Д.Н. Решетов Б.А. Байков и др.: Под ред. и доп. - М.: Машиностроение 1987. - 122 с.: ил.

Спецификация 2.spw