Проектирование тележки мостового крана г/п 8 т.

ПЗ.docx

Исходные данные. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Предварительные расчеты механизмов. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
1. Механизм подъема груза. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
1.1 Выбор крюковой подвески. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
1.2. Выбор каната. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
1.3. Барабан и блоки. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
1.4. Выбор электродвигателя. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
1.5. Выбор редуктора. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
1.6. Выбор муфт. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
1.7. Выбор тормоза. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
1.8. Кинематическая схема. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2. Механизм передвижения тележки. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2.1. Выбор кинематической схемы. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2.2. Выбор колес. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2.3. Определение сопротивления движению тележки. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2.4. Расчет и выбор электродвигателя механизма передвижения. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2.5. Выбор передачи. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2.6. Выбор муфт. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2.7. Выбор тормоза. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Проверочные расчеты . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
1. Проверка надежности пуска двигателя механизма подъема . . . . . . . .
2. Проверка электродвигателя механизма передвижения тележки на
время разгона . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3. Проверка механизма передвижения тележки на отсутствие
буксования . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
4. Проверка ходовых колес на контактные напряжения обода и рельса
Компонование механизмов на тележке. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Заключение. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
Список литературы. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
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.
Наименование параметра
Скорость передвижения тележки Vтел
Группа режима работы крана – 4М
Предварительный расчет механизмов
1. Механизма подъема груза
1.1. Выбор крюковой подвески
Выбор типоразмера стандартной крюковой подвески производится по двум условиям:
Грузоподъемность крюковой подвески не должна быть меньше заданной грузоподъёмности;
Режим работы подвески должен соответствовать режиму работы механизма.
В соответствии с тяжелым режимом работы и грузоподъёмностью Q=8т. выбирается крюковая подвеска 2–8–406 по ОСТ 24.191.0881.
Стандартная крюковая подвеска определяет кратность полиспаста.
где – число ветвей каната на которых висит груз;
– число ветвей каната которые навиваются на барабан.
Расчет каната сводится к выбору по ГОСТ минимально допустимого диаметра при котором его начальное разрывное усилие F0 не может быть меньше значения расчетного разрывного усилия Рр т.е. где – номинальное статическое натяжение ветви каната – коэффициент запаса прочности
где Q – масса груза кг; – масса крюковой подвески кг;
– число канатов на которых висит груз; – кратность полиспаста;
Н следовательно =1255кН
Это требование обеспечит стальной канат двойной свивки диаметром мм; тип каната – ЛК–Р конструкции 6х19(1+6+66)+1о.с. ГОСТ 2688–80 маркировочная группа 1764 МПа.
1.3. Барабан и блоки
Минимальные диаметры барабана блоков и уравнительных блоков огибаемых стальными канатами определяются по формулам:
где DБ – диаметр барабана мм; DБЛ – диаметр блока мм;
DУР – диаметр уравнительного блока по средней линии навитого каната мм;
dk – диаметр каната мм;
– коэффициент выбора диаметра барабана;
– коэффициент выбора диаметра блока;
– коэффициент выбора диаметра уравнительного блока;
Коэффициенты h1 h2 h3 выбираются в соответствии с режимом работы.
Длина барабана находится по формуле
где – длина одного нарезанного участка;
– длина гладкого среднего участка; – длина одного гладкого концевого участка.
Длина одного нарезанного участка:
где – число рабочих витков для навивки половины полной рабочей длины каната; – число неприкосновенных витков необходимых для разгрузки деталей крепления каната; – число витков для крепления конца каната; t – шаг нарезки;
Число рабочих витков определяется по формуле:
где Hп – высота подъема груза м.
Длина гладкого среднего участка барабана может быть определена из соотношения:
где Bн – расстояние между осями наружных блоков крюковой подвески; – минимальное расстояние между осью блоков крюковой подвески и осью барабана; – максимально допустимый угол отклонения набегающей на барабан ветви каната.
Значение длины гладкого среднего участка барабана принимаем мм.
Длина гладкого концевого участка lк необходимого для закрепления барабана в станке при нарезании канавок может приниматься (4 5)dК:
В итоге длина барабана
Проверка соотношения длины и диаметра барабана:
Данное соотношение можно принять так как оно входит в рекомендованное значение 40 50.
Толщину нарезанной цилиндрической части барабана по дну канавки определяют только по напряжениям сжатия.
где - номинальное статическое натяжение ветви каната набегающего на барабан; - допускаемое напряжение на сжатие. Для стали 09Г2С при ГРР – 4М =165 МПа.
Расчет подшипников оси барабана
Для компенсации несоосности опор вал барабана устанавливаем на самоустанавливающихся роликовых двухрядных подшипниках.
Эквивалентная нагрузка на правый подшипник может быть определена по упрощенной формуле:
где — коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца = 1); — динамический коэффициент (для механизма подъема = 12); — коэффициент приведения (ориентировочно его можно принять: = 06 для режимов М1–М3; = 065 для режимов М4–М6; = 07 для режимов М7 М8).
Требуемая долговечность подшипника L10 (миллионов оборотов) определяется по формуле: = где — частота вращения барабана мин1; — долговечность подшипника равная 1000 для режимов М1–М3; для режимов М4–М6 —3500; для режимов М7 М8 — 5000.
1.4. Выбор электродвигателя
Группа режимов работы 4М относится к среднему режиму нагружения.
Для этих групп режимов используются двигатели асинхронные с фазным ротором серии МТН.
Выбор электродвигателя для механизма подъема производится по расчетной мощности при режиме работы ПВ=40%:
где - коэффициент использования двигателя в зависимости от типа поднимаемого груза; - коэффициент запаса определяемый условиями работы при повышенной температуре окружающей среды; - коэффициент использования двигателя при регулировании скорости;- коэффициент относительной продолжительности включения;- коэффициент дополнительных пускотормозных нагрузок; - мощность статической нагрузки при подъеме номинального груза с номинальной скоростью кВт.
где Q – масса груза кг; – масса крюковой подвески; VК.П – номинальная скорость подъема груза мс; – КПД всего механизма (080 085).
Требуемую мощность обеспечит двигатель MTН 412-6У1 ГОСТ 185–70 имеющий следующие параметры:
номинальная мощность двигателя Nдв = 30 кВт;
частота вращения вала двигателя nдв = 965 обмин
максимальный момент Мmax= 932 Нм
масса двигателя mдв = 345 кг.
1.5. Выбор редуктора
Для обеспечения заданной скорости подъёма груза редуктор должен иметь передаточное число
где - диаметр барабана м; nДВ – частота вращения вала двигателя обмин; - скорость подъема ммин; - кратность полиспаста.
Необходимо принять стандартное передаточное число .
Эквивалентный момент:
где - максимальный вращающий момент на тихоходном
валу; – коэффициент интенсивности режима нагружения; – базовое число циклов перемены напряжений принимаем .
Параметр определяется формулой: где KI = 3600 – коэффициент для передач с односторонней нагрузкой (механизм подъема);
n – частота вращения тихоходного вала редуктора с–1;
nw – число зубчатых колес сцепляющихся с тихоходным колесом редуктора (для мостовых кранов nw = 1);
– норма времени работы редуктора по ГОСТ 25835–83 ч применяется в зависимости от класса использования.
Максимальный вращающий момент на тихоходном валу рассчитывается по формуле:
где - вес груза и крюковой подвески; –ускорение груза при пуске; – КПД барабана; tm
Gп – вес крюковой подвески;
Выбранный редуктор проверяется на перегрузочную способность:
Исходя из конструктивных соображений выбираем редуктор Ц2–400 со следующими параметрами: вращающий момент на тихоходном валу МТ = 46 кНм; U = 50; межосевое расстояние aw = 400 мм; масса редуктора 317 кг.
Муфты выбирают по наибольшему диаметру концов соединяемых валов. Затем проверяют прочность муфты из условия
где ТН – номинальный крутящий момент; К1 – коэффициент ответственности; К2 – коэффициент условий работы машины; К3 – коэффициент углового смещения.
Крутящий момент определяется при подъеме номинального веса груза с постоянной скоростью
Для тихоходного вала применяем вариант установки барабана с внешней опорой как сборочной единицы.
Выбор тормоза механизма подъема осуществляется по расчетной величине тормозного момента который определяется из условия надежного удержания груза на весу:
где Tст – статический момент при торможении от веса груза на тормозном; Kт – коэффициент запаса торможения.
Статический момент от веса груза
где – КПД механизма подъема на участке от груза до тормоза; – передаточное число механизма от барабана до вала на котором установлен тормоз.
Принимаем тормоз ТКТ-300200 со следующими параметрами:
Диаметр тормозного шкива – 300 мм; наибольший тормозной момент 235 Нм; масса тормоза – 65 кг.
1.8. Кинематическая схема
Рис. 1. Кинематическая схема механизма подъема
2. Механизм передвижения тележки
2.1. Выбор кинематической схемы
Рис. 2. Кинематическая схема механизма передвижения
Выбор колес производится по максимальной статической нагрузке:
где Gг Gт вес номинального груза главного подъема и тележки соответственно; число ходовых колес; Кн =11 12 коэффициент неравномерности распределения нагрузки на колеса.
Вес тележки в предварительных расчетах можно определить из ориентировочных соотношений:
GT=(025 035) GГ при режимах 1М 6М
По ОСТ 24.090.4482 выбираем при нагрузке от 30 до 50 кН диаметр ходового колеса Dк = 200 мм.
2.3. Определение сопротивления движению тележки
Полное статическое сопротивление передвижению тележки при работе в помещении:
WСТАТ=WТР+WУ где Wтр сопротивление сил трения; Wу сопротивление от уклона путей.
Сопротивление сил трения приведенных к ободу ходового колеса:
где - вес крюковой подвески;
f коэффициент трения в подшипниках колес; коэффициент трения качения колес по рельсу; KР = 25 – коэффициент учитывающий сопротивление трению реборд; d диаметр посадки подшипника на вал ходового колеса.
Сопротивление от уклона пути:
Wу = (Gт+Gг+ GП) где = 0002 уклон рельсового пути.
Wу = 0002981(2800+8000+116)=2142 Н.
WСТАТ= 1874+2142 = 20882 Н
2.4. Расчет и выбор электродвигателя механизма передвижения тележки
Выбор электродвигателя производится в соответствии с ОСТ 24.090.85-88 который предусматривает вычисления расчетной мощности необходимой для разгона тележки: РР= РСТ+ РДИН где РСТ РДИН – мощность затрачиваемая на преодоление статических и динамических нагрузок соответственно.
Расчетная мощность двигателя механизма передвижения тележки:
где vт – скорость движения тележки;
- допускаемое ускорение тележки мс2; =115 – коэффициент учитывающий инерцию вращающихся масс механизма; К1= 07 – коэффициент использования двигателя по пусковому моменту; = 25 – кратность отношения максимального пускового момента двигателя к номинальному; исх –КПД механизма(0875);
Рст – мощность затрачиваемая на преодоление статических сопротивлений.
По расчетной мощности выбирается двигатель исходя из условия Рном.1≥ Рр где Рном.1 – номинальная мощность двигателя по каталогу при ПВ=40 %.
Выбираем крановый электродвигатель серии MTF 012–6 с фазным ротором для ПВ=40 % N=22 кВт n = 890 обмин; массой m=58 кг Мmax=57 Нм.
Выбор типоразмера редуктора осуществляем по расчетному эквивалентному вращающему моменту на валу с учетом режима работы и необходимого передаточного числа.
Необходимое передаточное число редуктора:
где nдв – частота вращения вала двигателя обмин; D – диаметр ходового колеса м; vт – скорость тележки ммин.
Параметр определяется формулой: где KI = 1800 – коэффициент для передач с двусторонней нагрузкой (механизм передвижения);
где Wстат- полное статическое сопротивление передвижению тележки; D – диаметр колеса.
По всем рассчитанным параметрам выбираем цилиндрический трехступенчатый вертикальный редуктор типа ЦЗвк-100 с параметрами: номинальный момент на тихоходном валу Мт=163 кНМ; U = 16 масса редуктора m = 45 кг.
Крутящий момент при перемещении:
Момент действующий на быстроходный вал: Нм
Согласно правилам ГГТН РФ 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 положении что реборды колес не задевают заголовки рельсов: Ттор = Ту.о+Тн.о–Ттр.о где
Ту.о Тн.о Ттр.о моменты приведенные к валу тормоза создаваемые уклоном инерцией тележки и силами трения в ходовых колесах. Эти параметры можно найти по следующим зависимостям:
Wу.о Wн.о Wтр.о – сопротивления передвижению тележки без груза создаваемое уклоном пути инерцией тележки и трением в ходовых колесах; - передаточное число редуктора; - КПД редуктора.
Сопротивления движению тележки определяются по следующим формулам:
Wу.о = Gт Wн.о= amт где уклон рельсового пути;
коэффициент учитывающий инерцию вращающихся масс механизма при скорости менее 1 мс =125; а – допускаемое замедление; Kтр = 125 – коэффициент учитывающий сопротивление движению тележки от троллейного токовода.
Wу.о = 0002·27468 = 55 Н;
Wн.о = 015125·2800 = 525 Н;
Ттор = 038+365-232 = 171 Н·м;
Выбор тормоза механизма передвижения осуществляется по расчетной величине тормозного момента:
где Ттор – расчетный тормозной момент механизма передвижения; Kт – коэффициент запаса торможения.
Принимаем тормоз ТКТ–100 со следующими параметрами:
диаметр тормозного шкива – 100 мм; максимальный тормозной момент
Тma масса тормоза – 12 кг.
ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ
1. Проверка надежности пуска двигателя механизма подъема
Время разгона можно определить следующей зависимостью:
где – номинальная частота вращения двигателя по каталогу обмин; mГ mП – масса груза и крюковой подвески кг;
- кратность полиспаста и передаточное число редуктора; J1 момент инерции вращающихся масс расположенных на первом валу равный сумме моментов инерции ротора двигателя JР.ДВ муфты JМ и тормозного шкива JТ.Ш кг·м2; = 11 12 – коэффициент учитывающий инерцию вращающихся масс расположенных на втором третьем и последующих валах механизма;
- КПД механизма; TСТ момент статических сопротивлений приведенный к валу двигателя Н·м ; rБ – радиус барабана по оси навиваемого каната м; TСР.П - среднепусковой момент двигателя Н·м здесь
= 155 кратность среднепускового момента двигателя с фазным ротором;
–мощность двигателя по каталогу при ПВ=40% кВт;
– частота вращения двигателя по каталогу при ПВ=40% обмин;
J1 = JР.ДВ + JМ + JМ.Т.Ш = 0675+01+15= 2275 кг·м2
Полученное значение не больше рекомендуемых значений времени разгона следовательно принятый электродвигатель обеспечит необходимую интенсивность работы без возникновения поломок.
2. Проверка электродвигателя механизма передвижения тележки на время разгона
При работе крана в помещении время разгона вычисляем по формуле:
где rк – радиус ходового колеса м;
- масса тележки кг; TСТ статический момент сопротивления движению приведенный к валу двигателя Н·м ; - силы сопротивления от трения и уклона Н .
JТ.Ш = mD2015 = 17012015 = 00255 кг·м2
J1 = JР.ДВ + JМ +JТ.Ш = 0029 + 0014 + 00255 = 00685 кг·м2
Среднее ускорение тележки при таком времени разгона равно:
Это значение не превышает рекомендуемое мс2 для крана грузоподъёмностью Q=8т.
3. Проверка механизма передвижения тележки 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:
или где – коэффициент запаса сцепления; – сила сцепления колес с рельсами; – вес тележки приходящийся на приводные колеса; nпр nобщ – число приводных колес и общее число колес соответственно.
; – сопротивление от сил инерции массы тележки;–коэффициент трения в подшипниках качения (для шарикоподшипников); = 02 – коэффициент сцепления колеса с рельсом при работе крана в помещении.
Выражая параметры формулы для WСЦ и используя вышеназванные параметры получаем допустимое ускорение тележки:
Условие отсутствия буксования колес тележки:
где – фактическое ускорение движения тележки которое определяется зависимостью: 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):
tт – фактическое время торможения
Условие отсутствия юза выполняется следовательно при торможении тележки проскальзывание колес относительно рельсов будет отсутствовать.
Напряжение в контакте обода колеса и рельса с выпуклой головкой определяют по формуле:
где D – диаметр колеса см; К – коэффициент зависящий от отношения радиуса закругленной головки рельса к диаметру колеса; Р – максимальная статическая нагрузка на колесо кН; КД = 1+a1v - коэффициент динамичности пары «колесо-рельс»; v – номинальная скорость передвижения мс; а1- коэффициент зависящий от жесткости кранового пути см; К1 – 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:
[N] = [0] где [0] – допускаемые напряжения при N ≤ 104
Приведенное и полное число оборотов колеса за срок службы определяют соответственно по формулам:
N = Nc = 36104 где – коэффициент приведенного числа оборотов колеса; = - усредненная скорость передвижения колеса мс; - номинальная скорость передвижения мс; – коэффициент зависящий от отношения времени неустановившегося движения tн (суммарное время разгона и торможения) к полному времени передвижения t.
Значение принимают в зависимости от отношения минимальной нагрузки на колесо Рmin к максимальной Р. = 063
N = Nc = 06334106 = 214106
[N] = 860 = 474 МПа
КД = 1+0150633 = 1095
53 ≤ 474 следовательно условие прочности выполняется.
КОМПОНОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ НА ТЕЛЕЖКЕ
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: хх – по оси барабана и уу – перпендикулярно оси барабана.
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. Нагрузка от веса груза через опоры барабана должна передаваться на эти балки т.е. на них должны опираться корпуса подшипников барабана.
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 который с достаточной степенью точности можно считать расположенным в геометрическом центре рамы. 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.
Значения масс весов и координат центров тяжестей сведены в таблицу 1.
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» ГГТН) 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 S.
Положение неприводных колес т.е. база тележки определяется из условия одинаковой нагрузки на приводные и неприводные колеса:
Y’ расстояние от равнодействующей веса порожней тележки до оси приводных колес мм;
Y’’ расстояние от равнодействующей веса груза до оси приводных колес.
Определяем нагрузку на ходовые колеса тележки в порожнем состоянии и от веса груза. При этом с целью упрощения расчетов делают ряд допущений – считают что все опоры тележки лежат в одной плоскости а рама представляет собой абсолютно жесткую конструкцию.
Перенеся силу тяжести порожней тележки в точку Oр и уравновесив ее получают силу в точке симметрии рамы и момент. Раскладывая последний по продольной и поперечной плоскостям определяют нагрузки на ходовые колеса от веса порожней тележки:
Нагрузки от веса груза:
– вес порожней тележки Н;
G – вес номинального груза Н;
Gп – вес подвески Н.
Статическая нагрузка на ходовые колеса в груженом положении:
Максимальная разница в нагрузках на колеса:
что является приемлемым.
Рис. 4. Схема компоновки механизмов на тележке
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.
Проектирование механизмов мостовых кранов: учебное пособие Ю.В. Наварский В.П. Жегульский. Екатеринбург: УГТУ–УПИ 2009. 153 с.
Курсовое проектирование грузоподъемных машин: Учебное пособие для студентов машиностр. спец. вузов С.А. Казак В.Е. Дусье Е.С. Кузнецов и др.: Под ред. С.А. Казака. – М.: Высш. шк. 1989.-319 с.: ил.
Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора: методические указания по курсам «Детали машин и основы конструирования» и «Механика» сост. Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УрФУ 2011. 50 с.
Грузоподъемные машины : Учебник для ВУЗов по специальности " Подъемно-транспортные машины и оборудование" М.П. Александров : -М.:Машиностроение 1986-400 с. ил.
Зуев Ф. Г. Подъемно-транспортные установки: Учебник Ф. Г. Зуев Н. А. Лотков. М.: КолосС 2006. - 471 с.:
Невзоров Л. А. Устройство и эксплуатация грузоподъемных кранов : учебник Л.А. Невзоров. - 4-е изд. стер. - М. : Академия 2006. - 448 с
Ремизович Ю.В. Грузоподъемные машины. Методические указания. Ю.В.Ремизович.- Омск изд. СибАДИ 2010.- 85 с.
Подъемно-транспортные машины: Атлас конструкций Под ред. М.П.Александрова Д.Н.Решетова. – М.: Машиностроение 1987.
Вайнсон А.А. Подъемно-транспортные машины. – М.: Машиностроение 1989.

Лист 1.cdw

Технические характеристики тележки.
Высота подъёма груза
Группа режима работы 4М
Продолжительность включения
передвижения тележки 45
Электродвигатель механизма
передвижения тележки
передаточное число 20
передаточное число 16
Канат ЛК-Р6х19(1+6+66)+1о.с.
* Размеры для справок.
Нагрузки на ходовые колеса
Схема навивки каната
Кожух защитный условно не показан

Колесная установка.cdw

Лист 2.frw

Неуказанные предельные отклонения рабочих размеров
* Размер для справок
Схема расположения отверстий для крепления лебедки на раму тележки
Ось быстроходного вала редуктора