Проект тележки мостового крана 8 т.

Spetsifikatsia_1.cdw

Тележка мостового крана
Установка верхних блоков D-380
Лебедка механизма подъема
Механизм передвижения
Неприводная колесная установка
Крюковая подвеска 2-8-406
Канат двойной свивки типа ЛК-РО 15
Ограничитель высоты подъема
Буфероное устройство
Болт М30x60 ГОСТ 15589-70
Гайка М30-6H ГОСТ 15521-70
Шайба 30 ГОСТ 22355-77
Болт М18x150 ГОСТ 15589-70
Гайка М18-6H ГОСТ 15521-70
Гайка М20-6H ГОСТ 15521-70
Шайба 20 ГОСТ 22355-77
Гайка М24-6H ГОСТ 15521-70
Шайба 24 ГОСТ 22355-77
Болт М13x40 ГОСТ 15589-70
Гайка М13-6H ГОСТ 15521-70
Шайба 13 ГОСТ 22355-77
Шайба 18 ГОСТ 22355-77
Болт М22x70 ГОСТ 15589-70
Гайка М22-6H ГОСТ 15521-70
Шайба 22 ГОСТ 22355-77
Болт М20x70 ГОСТ 15589-70
Болт М24x70 ГОСТ 15589-70

Spetsifikatsia_3.cdw

Приводная колесная установка
Болт М10x80 ГОСТ 15589-70
Подшипник 53612 ГОСТ 24696-81
Шайба 12.37 ГОСТ 9649-78

Приводная колесная установка.cdw

При сборке обеспечить свободное вращение колеса
без заеданий и люфтов в подшипниковых опорах.
Подшипники заполнить на 23 свободного объема
корпуса смазкой Литол 24 ГОСТ 21150-75.
*Размеры для справок

Лебедка.cdw

Ось электродвигателя
Непараллельность оси грузового барабана
относительно верхних опорных поверхностей
рамы не более 1 мм на 1000 мм длинны.
Неуказанные предельные отклонения
*Размеры для справок.
Б-Б В-В Г-Г Д-Д (1:1)
Схема расположения отверстий для монтажа механизма подъема
Технические требования

тележка.cdw

Неуказанные предельные отклонения
*Размеры для справок
Высота подъема груза
Группа режима работы 3М
передвижения тележки 48
Электродвигатель механизма:
передвижения тележки:
передаточное отношение 40
передаточное отношение 12
Технические требования
Технические характеристики тележки
Расположение отверстий (1:20)
Схема навивки каната на барабан
Ограждение условно не показано

Spetsifikatsia_2.cdw

Лебедка механизма подъема
Электродвигатель МТF-312-6
Муфта МЗП-2 с тормозным шкивом

Пояснительная записка — копия.docx

Введение. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3 . . . . . . . . . . . . . .. . . . . .
Исходные данные. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 4.
I. Предварительные расчеты механизмов. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5 .
Механизм подъема груза. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5 .
1. Выбор крюковой подвески. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .6 . .
2. Выбор каната. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6 .
3. Установка барабана и верхних блоков. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7 . . . . . . . . . . .
4. Выбор электродвигателя. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .9 .
5. Выбор передачи. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .9 . .
6. Выбор соединительных муфт. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .11 . . . .
7. Выбор тормоза. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12. .
8. Схема механизма. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . .
Механизма передвижения тележки . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13. . .
1. Выбор кинематической схемы. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13. . . .
2. Выбор колес. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 14. .
3. Определение сопротивления движению тележки. . . . . . . . . . . .14 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
4. Выбор электродвигателя. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .14 . .
5. Выбор редуктора. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 15. .
6. Выбор тормоза. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .17 . .
7. Выбор соединительных муфт. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .18. . . . . . . . . . . . . . . . .
8. Буферные устройства. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 19 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
II. Проверочные расчеты механизмов подъема и передвижения . . . . . . . . . 21. . . . . . . . . . . . . . . . . .
Проверка надежности пуска двигателя механизма подъема. . . . . . . .21 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Проверка двигателя механизма передвижения на время разгона. . . . 22. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Проверка механизма передвижения на отсутствие буксования . . . . . 23. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Проверка ходовых колес по контактным напряжениям обода. . . . . . 25
III. Компонование тележки. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .27 . . . . . . .
Заключение. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .32 .
Список используемой литературы. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .33 .
Грузоподъемные машины (ГПМ)— это подъемное устройство циклического действия с возвратно-поступательным движением грузозахватного органа в пространстве. Таким образом грузоподъемные машины предназначены для перемещения грузов по вертикали и передачи их из одной точки пространства в другую.
Применение таких машин уменьшает объем использования тяжелых ручных операций и способствует резкому повышению производительности труда.
Современные поточные технологические и автоматизированные линии межцеховой и внутрицеховой транспорт погрузочно-разгрузочные операции на складах и перевалочных пунктах органически связаны с применением разнообразных типов подъемно – транспортных машин и механизмов обеспечивающих непрерывность и ритмичность производственных процессов. Поэтому применение данного оборудования во многом определяет эффективность современного производства а уровень механизации технического производства – степень совершенства и производительность предприятия. При современной интенсивности производства нельзя обеспечить его устойчивый ритм без согласованной и безотказной работы средств транспортирования сырья полуфабрикатов и готовой продукции на всех стадиях обработки и складирования.
В ходе данной работы будет спроектирован мостовой кран общего назначения грузоподъемностью 8 т.
Механизм: тележка мостового электрического крана.
Все исходные данные сведены в таблицу 1.
Наименование величины
Обозначение величины
Скорость передвижения тележки
I.Предварительный расчет механизмов
Механизм подъема груза
Выбираем схему механизма – г)
Рис. 1. Кинематические схемы механизма подъема груза
Рис. 2. Кинематическая с б – запасовка канатов;
– электродвигатель; 2 – соединительная муфта;
– промежуточный вал; 4 – тормоз; 5 – редуктор;
– барабан; 7 – вер 8 – канаты; 9 – крюковая подвеска
1.Выбор крюковой подвески
Механизм подъема мостового крана общего назначения разделяется на подъемную лебедку – от двигателя до барабана включительно и канатную подвеску груза – крюковую подвеску с полиспастом.
Выбор типоразмера стандартной крюковой подвески (Прил. 1) производится по двум условиям. Первое – грузоподъемность крюковой подвески не должна быть меньше заданной второе – режим работы крюковой подвески должен соответствовать режиму работы механизма. Выбранная стандартная крюковая подвеска однозначно определяет кратность полиспаста:
где ZК – число ветвей каната на которых висит груз; ZК.Б – число ветвей каната которые навиваются на барабан.
Обозначение крюковой подвески: 2-8-406.
Расчет каната сводится к выбору по ГОСТ минимально допустимого диаметра при котором его разрывное усилие F0 (H) не может быть меньше значения расчетного разрывного усилия РР (H) т. е. F0≥ РР=ZPSНОМ=55*20085= 1105 кН где SНОМ – номинальное статическое натяжение ветви каната набегающего на барабан Н; ZP – минимальный коэффициент использования каната (коэффициент запаса прочности).
Значение SНОМ определяется формулой SНОМ = Н
Выбираем канат двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6 х 19 (1 + 6 + 66) + 1 о. с. ГОСТ 2688–801255 кН 1764 МПа d= 15 мм.
3. Установка барабана и верхних блоков
Расчет геометрических параметров блоков
Минимальные диаметры барабанов блоков и уравнительных блоков огибаемых стальными канатами определяются по формулам
DБ≥h1dК>15*18> 270мм (принимаем равным 320мм)
DБЛ≥h2dК>15*20> 300мм
DУР≥h3dК> 14*15> 210мм (принимаем равным 380мм)
где dК – диаметр каната мм; DБЛ DБ DУР – диаметры соответственно блока барабана и уравнительного блока по средней линии навитого каната мм; h1 h2 h3 – коэффициенты выбора диаметров соответственно барабана блока и уравнительного блока.
Длина барабана с двумя нарезками для сдвоенного полиспаста (рис. 4) LБ=2 lК – длина одного гладкого концевого участка.
Рис. 4. Барабан с двумя нарезками
Длина одного нарезанного участка ZРВ – число витков для навивки одной ветви каната; ZН – число неприкосновенных витков необходимых для разгрузки деталей крепления каната на барабане (ZН ≥15). Рекомендуется принимать ZН=5 6 принимаем равным 5; ZКР=3 4 принимаем равным 3 число витков для крепления конца каната.
Число рабочих витков определяется по формуле
= где HП – высота подъема груза.
Длина гладкого среднего участка барабана может быть определена из соотношения Вн-2hmin*tg γlo Вн+2hmin*tg γ
-2*960*tg6lo62+2*960*tg6
где BН= 62 мм расстояние между осями наружных блоков крюковой подвески; hm γ=6º – максимально допустимый угол отклонения набегающей на барабан ветви каната.
Длина гладкого концевого участка lК необходимая для закрепления барабана в станке при нарезании канавок может приниматься (4 5)dК= (60 75). Принимаем = 60мм
Отношение LБDБ рекомендуется назначать в пределах 35 50.
LБ=2*630+100+2*60=1480 мм
Толщину нарезанной цилиндрической части барабана по дну канавки определяют только по напряжениям сжатия так как напряжения изгиба и кручения барабанов длиной менее трех диаметров не превышают 10 15% от напряжения
Материал: Сталь 09Г2С.
4. Выбор электродвигателя
Выбор электродвигателей для механизма подъема осуществляем по расчетной мощности РР которая должна быть равна соответствующему значению номинальной мощности электродвигателя при режиме работы ПВ40% или меньше его:
=07*1*13*082*1*23=17 кВт
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 КР=13 коэффициент использования электродвигателей. КВ=082 коэффициент относительной продолжительности включения. КПР=1; РСТ – мощность статической нагрузки при подъеме номинального груза с номинальной скоростью кВт:
где Q=8000 – масса подключаемого груза кг; mК.П = 116- масса крюковой подвески кг; М=08– КПД всего механизма; VК.П =023- номинальная скорость подъема груза мс.
Выбираем двигатель MTF-312-6 (Номинальная мощность 19.5 кВт Частота вращения 945 обмин.)
Передаточное число Uр = принимаем Up=40.
где DБ – диаметр барабана по оси навиваемого каната м; VП – скорость подъема ммин; VП – скорость подъема ммин; nДВ – частота вращения вала двигателя обмин; КП – кратность полиспаста. Передаточное число выбираемого редуктора не должно отличаться от расчетного более чем на ±15%.
Типоразмер редуктора выбираем путем сравнения эквивалентного (равноценного) вращающего момента на выходном валу TЕ с ближайшим бльшим по каталогу номинальным вращающим моментом редуктора TТ при соответствующем режиме работы. Эквивалентный момент
здесь TMAX – максимальный вращающий момент на тихоходном валу редуктора З = 018– коэффициент интенсивности режима нагружения
Параметр ΣN определяется формулой
= 3600*n*1*6300=10432800 ч.
где K1= 3600 – коэффициент для передач с односторонней нагрузкой (механизм подъема
= (023*2)(314*032)=046 1с частота вращения тихоходного вала редуктора nW – число зубчатых колес сцепляющихся с тихоходным колесом редуктора (для мостовых кранов nW=1); VП – скорость подъема груза мс; Σti = 6300ч– норма времени работы редуктора по ГОСТ 25835-83. NНО = 26*– базовое число циклов перемены напряжений в зависимости от твердости рабочей поверхности зубьев колес редукторов.
Максимальный вращающий момент на тихоходном валу редуктора TMAX возникает в период пуска механизма подъема с номинальным грузом на крюке
где GГ GП – вес номинального груза и вес крюковой подвески. jMAX= Vпtm g – ускорение силы земного притяжения; tmin – минимальное время разгона при пуске. В предварительных расчетах его можно принимать равным одной секунде.
Выбираем редуктор Ц2-400 с передаточным числом 40. Угловая скорость быстроходного вала 185 Выбираем редуктор с межосевым расстоянием 400 чтобы на раме разместить барабан и электродвигатель механизма подъема так чтобы обеспечить расстояние между ними не менее 50 мм
6. Выбор соединительных муфт
Муфты выбираем по наибольшему диаметру концов соединяемых валов.
Выходной вал двигателя d1=50мм
Быстроходный вал редуктора d=50мм
Выбираем промежуточный вал d=50мм
Затем проверяем прочность муфты из условия ТН≥ТР=К1К2К3Т = 1*12*125*199=299 Н*м где ТН – номинальный крутящий момент; ТР – расчетный крутящий момент; Т – передаваемый крутящий момент; К1 – коэффициент ответственности (если при поломке муфты произойдет остановка машины то К1=1). К2 – коэффициент условий работы машины (при переменной работе К2=12); К3 – коэффициент углового смещения (К3=125 для муфт МЗП момент Т определяется при подъеме максимального (номинального) веса груза с постоянной скоростью.
Выбираем муфту МЗП – 2 (двигатель-промежуточный вал)
Выбираем муфту МЗП – 2 с тормозным шкивом (промежуточный вал-редуктор) Диаметр тормозного шкива 200 мм.
Выбор тормоза механизма подъема осуществляем по расчетной величине тормозного момента ТТ.Р который определяется из условия надежного удержания груза на весу:
где ТСТ – статический момент от веса груза на тормозном валу; КТ≥15 – коэффициент запаса торможения кранов общего назначения.
Статический момент от веса груза
где М – КПД механизма подъема на участке от груза до тормоза; UР – передаточное число механизма от барабана до вала на котором установлен тормоз.
При выборе тормоза паспортный тормозной момент должен быть не менее расчетного ТТ.Р=15*127=191 Н*м
Выбираем тормоз ТКТ-200
Механизм передвижения
1. Выбор кинематической схемы
При выборе кинематической схемы механизма передвижения тележки отдаем предпочтение схеме имеющей боковой привод с тихоходным трансмиссионным валом и применением вертикальных редукторов типа Ц3вк ВК и ВКУ. Ее достоинством является малая трудоемкость работ по выверке и центровке редуктора и не требует устройства специальных опорных площадок под редуктор на раме тележки. Выбранная схема изображена на рис. 1.
рис. 1. Кинематическая схема механизма передвижения тележки
Так как номинальная грузоподъемность менее 80 тонн то число ходовых колес тележки принимаем равным четырем.
Выбор колес производится по максимальной статической нагрузке:
Gг Gт вес номинального груза главного подъема и тележки соответственно
Кн =11 коэффициент неравномерности распределения нагрузки на колеса.
По ОСТ 24.090.4482 выбираем диаметр ходового колеса Dк = 200 мм.
3. Определение сопротивления движению тележки
Полное сопротивление передвижению тележки в период разгона приведенное к ободу колеса рассчитывается по формуле:
где Wтр сопротивление создаваемое силами трения:
где коэффициент трения качения колес по рельсу; принимаем = 03;
f коэффициент трения в подшипниках колес; принимаем f = 0015;
dц диаметр цапфы вала колеса принимаем dц = 43 мм;
Kдоп = 25 – коэффициент дополнительных сопротивлений (трения реборд и токосъемного устройства).
Wу сопротивление создаваемое уклоном пути; рассчитывается:
= 0002 уклон рельсового пути.
Wу = 0002(78480+19620+1138)=199 Н.
Прочие сопротивления принимаем = 0.
4. Выбор электродвигателя
Исходными данными при выборе электродвигателя являются статические и динамические нагрузки приведенные к валу двигателя параметры режима работы время приложения статической и динамических нагрузок. Выбор электродвигателя производится в соответствии с ОСТ 24.090.85–88 который предусматривает вычисления расчетной мощности РР необходимой для разгона крана (тележки): = + где — мощность затрачиваемая на преодоление статических и динамических нагрузок соответственно.
Таким образом расчетная мощность кВт двигателя механизма передвижения тележки при работе в помещении по условиям пуска с заданным ускорением:
где — скорость движения тележки 08 мс; a’ — коэффициент учитывающий инерцию вращающихся масс механизма a’ = 115; a —
допускаемое ускорение тележки 015 мс К1 — коэффициент использования двигателя по пусковому моменту К1 = 07 (для асинхронных двигателей с фазным ротором); — кратность отношения максимального пускового момента двигателя к номинальному = 25 ; — КПД механизма=08; — мощность кВт затрачиваемая на преодоление статических сопротивлений.
Пренебрегая массой крюковой подвески ввиду ее малости получим
где g — ускорение силы земного притяжения g = 981 мс2; в килограммах; d D в миллиметрах.
Выбираем двигатель МТН-012-6 (Мощность 22 кВт )
Типоразмер редукторов выбирают по методике аналогичной изложенной для механизма подъема груза за исключением значения коэффициента К1 который для механизма передвижения равен 1800 как механизма работающего с двусторонней нагрузкой.
Типоразмер редуктора выбирают по каталогу путем сравнения эквивалентного (равноценного) вращающего момента на выходном валу с ближайшим большим номинальным вращающим моментом редуктора при соответствующих режиме работы и передаточном числе.
Необходимое передаточное число редуктора
Uр = принимаем Up=12.
где — частота вращения вала двигателя обмин-1; D — диаметр ходового колеса м; — скорость тележки ммин.
Передаточное число выбираемого редуктора не должно отличаться от расчетного более чем на ±15%.
Эквивалентный момент
З = 018- коэффициент интенсивности режима нагружения
= 08(314*02)= 13 1с частота вращения тихоходного вала редуктора
ΣN = 1800*13*1*6300= 14742000 ч.
Выбираем редуктор 1ЦЗУвк-100 чтобы характеристики ступицы редуктора совпадали с приводным валом выбранной приводной колесной установки.
Согласно правилам Ростехнадзора в данном механизме передвижения должен быть установлен тормоз т.к. тележка предназначенная для работы в помещении на надземном рельсовом пути перемещается со скоростью больше 053 мс.
Расчетный тормозной момент механизма при работе крана в закрытом помещении определяется для движения без груза под уклон в предположении что реборды колес не задевают заголовки рельсов:
Туо момент создаваемый уклоном пути:
Wуо = Gт сопротивление передвижению тележки создаваемое уклоном ( уклон рельсового пути);
Wуо = 0002·19620 = 39 Н;
Тно момент создаваемый инерцией:
где Wин=mта – сопротивление передвижению тележки создаваемое инерцией (a — допускаемое замедление а= 13; коэффициент учитывающий инерцию вращающихся масс механизма при скорости менее 1 мс =125).
Wно = 125·2000·13 =3250 Нм;
Ттр момент создаваемый трением:
сопротивление передвижению тележки создаваемое трением где Kтрол – коэффициент учитывающий сопротивление движению тележки от троллейного токопровода (принимаем Kтрол = 125).
Т торм= 031+26-14=249 Н·м.
Принимаем тормоз ТКТ-200 со следующими моментом:
Максимальный тормозной момент при ПВ 40% - 39 Нм.
Диаметр тормозного шкива – 200 мм.
7. Выбор соединительных муфт
Выходной вал электродвигателя d=28мм
Быстроходный вал редуктора d=25мм
Выбираем промежуточный вал d=265мм
Выбираем муфту МЗП – 1 (двигатель-промежуточный вал)
Выбираем муфту МЗП – 2 с тормозным шкивом Диаметр тормозного шкива 200 мм.
Выходные валы колес d=40мм
Выбираем промежуточный вал d=40мм
Выбираем муфты МЗП – 2 (колесо-промежуточный вал промежуточный вал-колесо) .
8. Буферные 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) = 2000 кг — масса тележки;
WТР = 153 Н — сила сопротивления передвижению;
W’Т = 20·2DК·UP = 20·202·12 = 2400 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.
II. Проверочные расчеты механизмов подъема и передвижения
Проверка надежности пуска двигателя механизма подъема
При разгоне механизма пусковой момент двигателя преодолевает момент статических сопротивлений от веса груза с грузозахватом и моменты сил инерции поступательно и вращательно движущихся масс
где ТСР.П — среднепусковой момент электродвигателя; 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 с по зависимости
где nДВ — номинальная частота вращения двигателя по каталогу при заданном ПВ обмин; y — коэффициент учитывающий инерцию вращающихся масс расположенных на втором третьем и последующих валах механизма y = 11 12; J1 — момент инерции вращающихся масс
первого (быстроходного) вала двигателя и муфт МЗП-2 и МЗП-2 с тормозным шкивом J1 =(0312+0075+015)=06 кг·м2; mГ mП — масса груза и крюковой подвески соответственно кг; rБ — радиус барабана по оси навиваемого каната м; KП UР — кратность полиспаста и передаточное число редуктора; – КПД механизма; - среднепусковой момент двигателя Нм – Здесь = 9554 где – мощность двигателя по каталогу при ПВ=40% вне зависимости от заданного режима работы кВт; - частота вращения двигателя по каталога при ПВ=40%; – кратность среднепускового момента двигателя с фазным ротором = 155; – момент статического сопротивления приведенный к валу двигателя Нм
Подставляем все значения в формулу времени разгона и получаем:
Расчетное время разгона tР сравниваем с рекомендуемым tРЕК =
= 1 2 с. При этом двигатель не работает с предельной нагрузкой. Также при данном tР детали механизма не испытывают значительные инерционные нагрузки что при частых пусках может привести к их поломкам.
Проверка двигателя механизма передвижения на время разгона
Наибольшее время разгона наблюдается тогда когда тележка транспортирует номинальный груз а уклон пути и ветер препятствуют движению.
Расчет проводится по методике аналогичной для механизма подъема.
При работе крана в помещении время разгона с
где значения параметров nДВ g J1 mГ UР hМЕХ ТСР.П те же что и в формуле для механизма подъема; mТ — масса тележки кг; rК — радиус ходового колеса м; ТСТ. 1 — статический момент сопротивления движению приведенный к валу двигателя
J1 =(0029+01+005)=0179 кг·м2
WТРWУ — силы сопротивления трению и уклону Н.
Подставляем все значения в формулу получаем:
Время разгона тележки не превышает рекомендуемое значение - 6 с.
Проверка механизма передвижения на отсутствие буксования
В период пуска механизма передвижения приводные колеса взаимодействуя с рельсами приводят в движение тележку. Для получения нормальной работы при разгоне и торможении необходимо чтобы приводные колеса перекатывались по рельсам без скольжения (пробуксовки). Поэтому при расчете механизмов передвижения нужно выдержать определенное соотношение между силами сцепления ходовых колес с рельсами и движущей силой приложенной к ободьям этих колес.
Расчетным случаем является работа без груза когда усилие на приводные колеса будет уменьшенным а следовательно уменьшена будет и сила сцепления колес с рельсами. Работа в период пуска без проскальзывания приводных ходовых колес обеспечивается при соблюдении неравенства:
- коэффициент запаса сцепления;
- сила сцепления колес с рельсами
- вес тележки приходящийся на приводные колеса здесь: nПР nВСЕХ – число приводных колес и общее число колес соответственно.
-коэффициент трения в подшипниках качения (для шарикоподшипников); dП = 68 мм-диаметр вала колеса в месте посадки подшипника;-коэффициент трения качения стального колеса по рельсу с плоской головкой;- коэффициент учитывающий сопротивление трения реборд колеса в зависимости от назначения механизма типа привода формы обода колеса и типа токоподвода; - уклон пути;- сопротивление движению тележки создаваемое силой ветра.
- сопротивление от сил инерции массы тележки.
Выражая параметры формулы для WСЦ и используя вышеназванные параметры получим:
=981[]=068 мс2 где - допустимое ускорение тележки.
Тогда условием отсутствия буксования колес тележки можно считать выражение:
где - фактическое ускорение движения тележки которое определяется зависимостью:
= мс2 где VТФ - фактическая скорость движения тележки; tР – время разгона механизма.
Условие отсутствия буксования выполняется следовательно при разгоне тележки проскальзывание колес относительно рельсов будет отсутствовать.
Для проверки условия отсутствия юза (проскальзывания колес тележки по рельсам во время торможения) являются выражение аналогичные вышеприведенным но с изменением знаков поэтому:
Условие отсутствия юза выполняется следовательно при торможении тележки проскальзывание колес относительно рельсов будет отсутствовать.
Проверка ходовых колес по контактным напряжениям обода
Предварительно выбранные ходовые колеса тележек и кранов проверяют по напряжениям в контакте обода и рельса (ОСТ 24.090.44–82. «Колеса крановые. Выбор и расчет»). Напряжение в контакте обода колеса и рельса с выпуклой головкой определяют по формуле
где К — коэффициент зависящий от отношения радиуса закругления
головки рельса r к диаметру колеса = 0143; К1 — коэффициент учитывающий влияние касательной нагрузки на напряжение в контакте = 105.
КД— коэффициент динамичности пары «колесо-рельс» КД = 1+а1v.
Здесь a1 — коэффициент зависящий от жесткости кранового пути 015 см;
v — номинальная скорость передвижения08 мс; P — максимальная статическая нагрузка на колесо 294 кН; DК — диаметр колеса= 20 см
Контактные напряжения недолжны превышать допускаемые напряжения [ МПа при приведенном за срок службы числе оборотов колеса N:
где — коэффициент приведенного числа оборотов колеса =038;vC — усредненная скорость передвижения колеса 08 мс vC = v. Здесь =07 — коэффициент зависящий от отношения времени неустановившегося движения t Н (суммарное время разгона и торможения) к полному времени передвижения t. TМАШ — машинное время работы колеса ч за срок службы
Контактные напряжения не превышают допускаемые напряжение при приведенном за срок службы числе оборотов колеса.
III. Компонование тележки
Расположение механизмов на раме тележки должно обеспечить ее минимальные габариты и массу равномерную нагрузку на ходовые колеса при номинальном грузе на крюке.
Центр барабана подъема принимается за начало координат из которого проводятся главные координатные оси: х’х’ – по оси барабана и уу – перпендикулярно оси барабана.
Точка А- центр тяжести груза точка От- центр тяжести тележки.
Симметрично относительно оси уу располагаются продольные оси подтележечных рельсов с таким расчетом чтобы продольная ось редуктора совпадала (или была близка) с одной из осей колеи тележки.
В соответствии с размерами узла ходовых колес (расстоянием между корпусами подшипников) пунктиром прочерчиваем вертикальные листы продольных балок рамы тележки.
Следует наметить место установки барабана и верхних блоков.
Привод механизма передвижения тележки располагается с учетом возможности крепления редуктора и пропуска трансмиссионного вала при уже намеченных элементах рамы тележки. Задается положение ходовых колес.
Ориентировочно контур рамы следует наметить с учетом возможности прохода обслуживающего персонала при ремонтах и регулировках оборудования.
Центр массы рамы тележки (точка Ор) который с достаточной степенью точности можно считать расположенным в геометрическом центре рамы принимаем за центр основной системы координат. Вес рамы определяется разностью между ранее принятым весом тележки и суммой весов установленных на ней механизмов.
На виде тележки сверху координируются центры масс всего оборудования находящегося на раме причем вес двигателей барабана и вертикального редуктора прикладывают в геометрическом центре соответствующих изделий. Вес горизонтального редуктора прикладывают на расстояние одной трети их длины со стороны тихоходного вала. Вес тормозов промежуточных валов и муфт невелик по сравнению с весом рамы тележки и перечисленного оборудования. Поэтому при определении вертикальных усилий действующих на ходовые колеса их веса могут не учитываться.
Определение весов и координат центров тяжестей.
Координаты центра тяжести порожней тележки:
Xi Yi координаты точек их приложения.
Чтобы определить координату Y центра тяжести груза находящегося на крюке подвески необходимо рассмотреть равновесие крюковой подвески в плоскости базы тележки (рис. 1).
Необходимо расположить подвеску между барабаном и верхним блоком на наибольшей высоте. В этом положении ось подвески находится от оси барабана на расстоянии
где высота расположения оси вала барабана мм;
высота рамы тележки мм;
расстояние от подвески в ее верхнем положении до металлоконструкции тележки (регламентируется правилами Ростехнадзора) мм;
расстояние от оси до крайней верхней точки подвески мм.
По правилам сложения векторов находится равнодействующая сила в канатах идущих на верхние блоки и равнодействующая сила в канатах идущих к барабану. При сложении этих сил получается равнодействующая сила действующая на крюковую подвеску.
Зная координаты веса груза и веса порожней тележки определяют вертикальную нагрузку действующую на ходовые колеса:
Статическая нагрузка на ходовые колеса в груженом положении:
Максимальная разница в нагрузках на колеса составляет 001% что является приемлемым.
В ходе работы необходимо было спроектировать тележку мостового крана по нормам и требованиям Ростехнадзора. Для этого была спроектирована тележка мостового крана грузоподъемностью 8 т. в ходе разработки которой были проведены предварительные и проверочные расчеты сборочных единиц механизмов рассчитаны нагрузки. Спроектирована компоновка механизмов подъема и передвижения.
Для проектирования использовались как стандартные изделия и сборочные единицы так и собственные инженерные решения.
По итогам курсовой работы тележка мостового крана соответствует нормам и требованиям правил Ростехнадзора.
Список используемой литературы:
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.
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
Подъемно-транспортные машины. Атлас конструкций. Учебное пособие для вузов. Под ред. д-ра техн. наук М.П. Александрова и д-ра техн. наук Д.Н. Решетова. М. «Машиностроение» 1973 256 с.

компановка.cdw