Кран козловой с тележкой мостового типа

Размещено на http://www.allbest.ru/

ЛИПЕЦКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра прикладной механики

Курсовая работа

РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

«Кран козловой с тележкой мостового типа»

Студент Полозов А А

гр.УОЗМО 10-1

Руководитель А. В.Щеглов

Липецк 2013

АННОТАЦИЯ

Данная расчетно-пояснительная записка включает с. , ил. , табл. 12.Для ее составления использовалось 6 библиографических источников. В данной работе приводится расчет козлового крана с тележкой мостового типа по заданным исходным данным. Приведены основные расчеты козлового крана: механизм подъема, механизм передвижения тележки и механизм передвижения крана.

ГРАФИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

Подвеска крюковая………………………………………………………А1

Механизм подъема……………………………………………………….А1

Кран мостовой……………………………………………………………А1

Всего листов формата А1………………………………………………...3

ОГЛАВЛЕНИЕ

1. ОПИСАНИЕ КРАНА

2 МЕХАНИЗМ ПОДЪЕМА ГРУЗА 8 Т

2.1 ВЫБОР КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ, РАЧЕТ КАНАТА, ВЫБОР КРЮКОВОЙ ПОДВЕСКИ

2.2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ И ЧИСЛА ОБОРОТОВ БАРАБАНА

2.3 ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ СТЕНКИ БАРАБАНА

2.4 РАСЧЕТ КРЕПЛЕНИЯ КАНАТА К БАРАБАНУ

2.5 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И РЕДУКТОРА, ПРОВЕРКА ДВИГАТЕЛЯ НА НАГРЕВ И ВРЕМЯ ПУСКА

2.6 ВЫБОР ТОРМОЗА

3. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ТЕЛЕЖКИ

3.1 ВЫБОР КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ, РАЗМЕРОВ КОЛЕС И ТИПА РЕЛЬСА

3.2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ СОПРОТИВЛЕНИЯ ПЕРЕДВИЖЕНИЮ

3.3 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И РЕДУКТОРА

3.4 ВЫБОР ТОРМОЗА

3.5 РАСЧЕТ УЗЛА ХОДОВЫХ КОЛЕС

3.5.1 РАСЧЕТ ХОДОВЫХ КОЛЕС

4. МЕХАНИЗМ ПЕРЕДВИЖЕНИЯ КРАНА

4.1 ВЫБОР КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ, РАЗМЕРОВ ХОДОВЫХ КОЛЕС И ТИПА РЕЛЬСА

4.2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ СОПРОТИВЛЕНИЯ ПЕРЕДВИЖЕНИЮ

4.3 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И РЕДУКТОРА

4.4 ВЫБОР ТОРМОЗА

4.5 РАСЧЕТ ХОДОВЫХ КОЛЕС

5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ МЕТАЛЛОКОНСТРУКЦИИ. ВЫБОР СОРТАМЕНТА

5.1 ВЫБОР ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ

5.2 ОСНОВНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ПРЕДВАРИТЕЛЬНО ВЫБРАННЫХ СЕЧЕНИЙ

5.3 РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ

5.4 РАСЧЕТ НА ЖЕСТКОСТЬ

6. ПРИБОРЫ БЕЗОПАСНОСТИ

1. ОПИСАНИЕ КРАНА

Грузоподъемные машины служат для погрузочно-разгрузочных работ, перемещения грузов в технологической цепи производства или строительства и выполнения ремонтно-монтажных работ с крупногабаритными агрегатами. Грузоподъемные машины с электрическими приводами имеют чрезвычайно широкий диапазон использования, что характеризуется интервалом мощностей приводов от сотен ватт до 1000кВт. В перспективе мощности крановых механизмов может дойти до 1500 -2500 кВт.

Электрические подъёмные краны - это устройства служащие для вертикального и горизонтального перемещения грузов. Подвижная металлическая конструкция с расположенной на ней подъемной лебёдкой являются основными элементами подъёмного крана. Механизм подъемной лебёдки приводится в действие электрическим двигателем.

Подъемный кран представляет собой грузоподъемную машину циклического действия, предназначенную для подъема и перемещения груза, удерживаемого грузозахватным устройством (крюк, грейфер). Он является наиболее распространенной грузоподъемной машиной, имеющей весьма разнообразное конструктивное исполнение и назначение.

Козловой кран применяют для обслуживания открытых складов и погрузочных площадок, монтажа сборных строительных сооружений и оборудования, промышленных предприятии, обслуживания гидротехнических сооружений, перегрузки крупнотоннажных контейнеров и длинномерных грузов. Козловые краны выполняют преимущественно крюковыми или со специальными захватами.

Опоры крана устанавливаются на ходовые тележки, движущиеся по рельсам.

Опоры козловых кранов выполняют двухстоечными равной жёсткости, или одну - жёсткой, другую -гибкой (шарнирной).

Для механизмов передвижения козловых кранов предусматривают раздельные приводы. Приводными выполняют не менее половины всех ходовых колёс.

Металлоконструкция крана изготавливается из стандартных прокатных профилей, основные узлы и механизмы унифицированы или стандартизированы для упрощения обслуживания и ремонта.

Кран имеет световую и звуковую сигнализацию, местное освещение и токоподвод в виде кабеля, который служит для питания электрооборудования.

На мосту крана смонтировано местное дополнительное освещение для улучшения условий труда крановщика и лиц, обслуживающих кран, а также для обеспечения безопасности работы стропальщиков. Крюковая подвеска крана имеет предупреждающую окраску по ГОСТ 12.2.058 в виде черных и желтых полос.

Любой современный грузоподъемный кран в соответствии с требованиями безопасности, может иметь для каждого рабочего движения в трех плоскостях, следующие самостоятельные механизмы: механизм подъема - опускания груза, механизм передвижения крана в горизонтальной плоскости и механизмы обслуживания зоны работы крана (передвижения тележки).

Режим работы грузоподъемных машин цикличен. Цикл состоит из перемещения груза по заданной траектории и возврата в исходное положение для нового цикла.

Все многообразие грузоподъемных кранов охвачено восемью режимными группами 1К-8К. Классификация механизмов по группам режимов работы осуществляется по параметрам суммарного времени работы механизмов за срок службы и степени усредненного нагружения крана.

Для данного козлового крана:

- режим работы 4К по госту 25546-82;

-грузоподъемность 8 тонн;

-пролет крана 10м;

-скорость подъема груза 0,33мс;

-скорость передвижения крана и тележки 0,45 м/с.

В настоящее время грузоподъемные машины выпускаются большим числом заводов. Эти машины используются во многих отраслях народного хозяйства в металлургии, строительстве, при добыче полезных ископаемых, машиностроении, транспорте, и в других отраслях.

Развитие машиностроения, занимающиеся производством грузоподъемных машин, является важным направлением развития народного хозяйства страны.

2. МЕХАНИЗМ ПОДЪЕМА ГРУЗА 8Т

2.1 выбор кинематической схемы, рачет каната, выбор крюковой подвески

Тип полиспаста и его кратность выбираются в зависимости от грузоподъемности [3, табл. 5]. Выбираем простой полиспаст с передаточным числом i = 2.

Для проектируемого крана принимаем механизм подъема, схема которого представлена на рис.1

Рис.1. Кинематическая схема механизма подъема 8 т.

Максимальное натяжение каната полиспаста при подъеме номинального груза [1, с.64]:

Smax = Q / (i*з) = 79, 36 / (2*0, 99) = 40, 08 кН;

где Q - вес номинального груза с грузозахватным приспособлением, кН;

з - КПД полиспаста принятый по табл. 19 [1,с.64] для блоков, работающих на подшипниках качения, принят з = 0,99

Принимаем вес грузозахватного приспособления равным 90,2 кг.

Q = (8000 + 90, 2)*9.81 = 79, 36 kH;

Наименьшее допустимое разрывное усилие каната [1,с. 64]:

S = S = 40, 08*5.5 = 220, 44 kH;

где запас прочности n =5.5 принят по табл.20 [1,с.65] для 4К режима работы.

Исходя из этого усилия по табл. XII [1,приложение с.300] выбран канат диаметром d = 19,5 мм с разрывным усилием S = 21350 кгс ближайшим подсчитанному. Тип канат двойной свивки ЛК-Р конструкции 6*19 + 1 о.с ГОСТ 2688-69 с площадью сечения f=143,61ммІ.

По [5, приложение 1,с.298] выбираем крюковую подвеску (рис.2), имеющую параметры Q = 8 т, и принимаем крюк №15.

Рис.2. Эскиз крюковой подвески.

2.2 определение основных размеров и числа оборотов барабана

Наименьший допустимый диаметр навивки каната на блок по правилам Ростехнадзора:

D = e * d = 25 * 19, 5 = 450 мм

Коэффициент е принят согласно табл. 21 [1,с.66] е = 25.

Наименьший допустимый диаметр навивки каната на барабан согласно этим правилам:

D = 0.85*D = 0.85 * 450 = 382 мм.

Принимаем диаметр блока и барабана одинаковыми и равными 450 мм.

Длина каната, наматываемого на барабан при заданной высоте подъема груза Н = 10 м и принятом передаточном отношении полиспаста i = 2.

L = H * i = 10 * 2 = 20 м

Как указано в п.13 [1,с.52], в крюковых кранах общего назначения обычно принимается однослойная навивка каната на барабан. Наименьшее число витков нарезки барабана при этом [1, с. 66].

Z = L/(р*(D + d)) + 5 = 20/(3.14(0.45 + 0.0195)) + 5 = 17,3

Пять витков являются запасными, из них 1,5 витка по правилам Ростехнадзора требуются для разгрузки крепления каната на барабане и 3 - 3,5 необходимы для самого крепления.

Полная длина нарезанной части барабана:

L = z*t = 17 * 24 = 384 мм,

где t - шаг нарезки, принятой по табл. 22 [1,с.66].

Рис. 3. Эскиз стенки барабана.

Частота вращения барабана

n = (V*i) / (р*D) = (19, 8 * 2) / (3.14 * 0.45) = 25, 22 мин

где V - скорость подъема груза,

по заданию дано: V = 0, 33 м/c=19, 8 м/мин.

2.3 проверка прочности стенки барабана

Толщина стенки барабана, выполненного из чугуна СЧ 15 , определяется из расчета на сжатие [2, с. 288]:

д = S /(t*[у]сж) = 4008 / (2*1530) = 1,31 см,

где [у]сж - допускаемое напряжение сжатия, определенное по зависимости:

[у]сж = у/ К = 65 / 4,25 = 15,3 кг/мм = 150 Н/мм,

здесь у - предельное напряжение материала при данном напряженном состоянии;

для чугуна за предельное напряжение принимается предел прочности при сжатии у;

для чугуна СЧ 15 у = у = 65 кг/мм;

к - коэффициент запаса прочности, принимаемый по табл. 17 [2,с.124], для крюковых кранов К = 4,25.

Однако исходя из технологии отливки барабана толщина стенки не должна быть меньше определенной по эмпирической зависимости [2, с. 288]:

д = 0,02*D + (0.1 … 1.0) = 0.02 * 45 + 0.6 = 1.5 см.

Кроме того, стенка барабана испытывает напряжение изгиба и кручения. Напряжения изгиба имеют максимальное значение при положении каната около центра барабана. Расчетная схема и эпюры крутящего и изгибающего моментов приведены на рис.4 .

М изг = S* 190 = 40, 08 * 10 * 190 = 7, 615 kH м,

M кр = S*D / 2 = 40, 08 *10 * 450 / 2 = 10, 02 kH м.

Рис. 4. Эскиз барабана.



Рис. 5. Схема к расчету барабана.

Сложное напряжение от изгиба и кручения [2, с. 289]:

у = = 15,8 * 10Їі мПа,

где б - коэффициент приведения, учитывающий отношение допускаемого напряжение на изгиб, соответствующего режиму изгибающих нагрузок, к допускаемому напряжению на изгиб, соответствующему режиму крутящих нагрузок;

б = 0,75;

W - экваториальный момент сопротивления поперечного сечения барабана:

W = 0.1*(D - D)/D = 0.1*(0.4305 ?- 0.4273?) / 0.4305 = 0.0007 мі,

здесь D = 0.4305 м - диаметр барабана по дну канавки;

D = 0,4273 м - внутренний диаметр стенки барабана.

Таким образом, напряжение в стенки барабана от изгиба и кручения весьма малы. Основным напряжением, определяющим прочность барабана, являются напряжения сжатия.

2.4 расчет крепления каната к барабану

Канат крепится к барабану прижимной планкой с трапециидальными канавками, где канат удерживается силой трения создаваемой затяжкой двух шпилек М20. Усилие натяжения каната в месте крепления [2, с. 294]:

S = S/e = 40,08 / 2.71 = 8,86 kH,

где f - коэффициент трения между канатом и барабаном,

принятый равным 0,16;

б - угол обхвата барабана дополнительными витками, принят согласно Правилам Ростехнадзора равным 3р.



Рис. 6. Эскиз крепления каната к барабану.

Усилие, растягивающее каждую шпильку крепления [2, с. 294]:

N = = 8,86 / (0.16+0.248) (2.71+1) =5,87 kH,

где f - приведенный коэффициент трения между канатом и планкой, имеющей трапециидальную канавку с углом в = 40 град.

f =

где б - угол обхвата барабана витками каната при переходе каната от одной канавки планки в другую б = 2р.

Суммарное напряжение в шпильке с учетом изгиба шпильки и с учетом касательных напряжений, возникающих при затяжке крепления, [2, с. 294]:

у = 1,3KN /Пd/4+KTL /2*0.1* dі=1.3*1.8*4*5.87*10і/3.14*1.675І+1.8*2.91*19*10і/2*0.1*1.675і=105.89 мПа,

где К - запас надежности крепления каната к барабану, принятый равным 1,8;

Т/2 - усилие, изгибающее шпильку;

Т = 2*f*N = 2*0.248*5.87 = 2.91 kH;

l = 19 мм - плечо изгиба;

d - внутренний диаметр резьбы шпильки М20, равный 16,75 мм.

Допускаемое напряжение растяжение при шпильке, изготовленной из стали Ст3, имеющей предел текучести у = 2200 кг/см:

[у]р = 0,8*у/1,5 = 0,8*2200/1,5 = 1170 кг/см = 115 мПа.

2.5 выбор электродвигателя и редуктора, проверка двигателя на нагрев и время пуск

Определяем статическую мощность двигателя при подъеме номинального груза [2, с. 289]:

N = Q*V/ (102*60*з) = 8000*19.8/(102*60*0,9) =28.76 кВт.

Принимаем общее значение КПД при двухступенчатой передаче, помещенной в закрытый корпус редуктора, з = 0,9 [2, с. 289].

Так как кран работает не только с номинальными грузами, но и с грузами меньше номинальных, то берем ближайший двигатель меньшей мощности с последующей проверкой двигателя по нагреву по среднеквадратичной мощности.

По каталогу на двигатели примем двигатель МТВ 412 - 8, имеющий при ПВ = 25% номинальную мощность N = 22 кВт при скорости вращения под нагрузкой n = 715 мин. Маховый момент ротора GD = 3 кг*м.

Рис. 7. Эскиз электродвигателя МТВ 412 - 8.

Таблица 1.

Габаритные и установочные размеры.

d	C	l	L	L	L	H	h	B	B
65	165	105	60	392	877	527	225	198	440

Общее передаточное число редуктора:

i = n/n = 715 / 25, 22 = 28, 35

По табл. III [5,с.318] выбираем редуктор Ц2 - 350, имеющий передаточное число i = 24,9; мощность N = 30 кВт при n = 750 мин.

Рис. 8. Эскиз редуктора Ц 2 - 350.

Таблица 2.

Габаритные и установочные размеры.

А	А	А	L	L	H	H	B	B	А
280	150	200	550	700	409	215	330	330	200

Для механизма подъема расчетный момент, передаваемый редуктором, принимается равным наибольшему статическому моменту при установившемся движении при подъеме, то есть:

М = М

Наибольший момент, предаваемый редуктором не должен превышать допустимого момента М [2, с. 290]:

М = 975*m*N/n = 975*1.6*30 / 715 = 65,45 кгм = 642,04 Нм,

где m - коэффициент пускового момента, принимаемый для группы данного режима работы равным 1,6.

Между электродвигателем и редуктором установлена упругая втулочно-пальцевая муфта. Крутящий момент, передаваемый муфтой [5, с. 62]:

M = М*К* К= 291,3*1,3*1,2 = 459 Нм,

где К=1,3 - коэффициент, учитывающий степень ответственности [5, табл. 1.35,с.42];

К=1,2 - коэффициент, учитывающий режим работы механизма [5, табл. 1.35,с.42].



Рис.9. Эскиз муфты.

канат подвеска барабан редуктор

Выбираем муфту по табл. III.5.9 [5,с.42]:

Таблица 3.

Характеристика муфты.

M, Hм	№	D, мм	В, мм	GD,кг*м	m, кг
800	2	300	145	0.6	60

Между барабаном и редуктором установлена зубчатая муфта. Крутящий момент, передаваемой муфтой [4, с. 88]:

M = SD/2?=40.08*10і*0.45/2*0.98=10.22 кНм,

где з = 0,98 - КПД барабана.

Расчетный момент для выбора муфты:

М = М*К*К = 10.22*10*1,3*1,2 = 15,95 кНм,

где К=1,3;

К=1,2 коэффициенты, принятые по приложение LI [4,с.480].

По табл. (приложение LI) выбираем стандартную зубчатую муфты №6 с модулем m=4 мм, числом зубьев z = 48, шириной зуба b = 30 мм, толщиной зуба s = 5,83 мм, наибольшим моментом передаваемом муфтой, 1180 кгм = 11,576 кН.

Рис. 10.Эскиз зубчатой муфты между редуктором и барабанам.

Определяем моменты, развиваемые двигателем в различные периоды его работы и при транспортировании различных по весу грузов. Статический момент при подъеме определяется по формуле [2, с. 290]:

М = ;

где S - натяжение каната на барабане при подъеме груза заданного веса.

Статический момент при опускании определяется по формуле [2, с. 290]:

М = ;

где S - натяжение каната на барабане при опускании груза заданного веса [1, с. 64]:

S = Q*з/i

Средний пусковой момент электродвигателя в процессе пуска:

М =

Кратность максимального пускового момента, принятая по каталогу, равная 2,9

кратность минимального пускового момента принята равной 1,1.

Номинальный момент электродвигателя [2, с. 291]:

=975Nдв / nдв =975*22 / 715=30 кгм =294,3 Нм.

Тогда

М = 2* = 2*30 = 60 кгм = 588,6 Нм.

Таким образом, средний пусковой момент оказывается меньше максимально допустимого момента М, который может передать редуктор. Следовательно, выбранный редуктор подходит и по этому параметру. При этой величине пускового момента при подъеме номинального груза время пуска, определенное по уравнению (9) [2,с.292] оказывается равным:

tn =1 / Mпуск ?Мс [1,2 GD nдв/375+QDІnдв/375i ІmІо] =

=1/60-42.2 [1,2*3*7.15/375+8000*0.405І*715/375*24.92*0.9*2І]=

=0.48 c

Тогда фактическое ускорение при пуске [2, с. 292]:

a = 19.8 / (60*0.48) =0.68 м/cІ

Фактическая частота вращения барабана:

n = nдв / i =718 / 24.9 = 28.71 мин

Фактическая скорость подъема груза:

V = nПD/ in =23.34*3.14*0.450 / 2=18.32 м/мин

Время движения с установившейся скоростью определяется по уравнению установившегося движения [2, с. 292]:

t = Н/V = 6/19, 8 = 0.303 мин = 18, 2 с.

Среднеквадратичный момент, эквивалентный по нагреву действительной переменной нагрузке [2, с.292]:

M =

Так как высота подъема и опускания груза принята во всех случаях равной высоте 6 м [3, табл. 11], то время установившегося движения также во всех случаях будет одинаковым, и выражение УМt запишется выражением tУМ.

M = 22 кгм = 219, 75 Нм.

Результаты расчета сводим в таблицу 4.

Среднеквадратичная мощность двигателя [2, с. 292]:

N = Mnдв / 975 = 22.4*715 / 975=16.43 кВт

Таким образом, принятый двигатель с номинальной мощностью N = 22 кВт является вполне пригодным.

Таблица 4.

К расчету электродвигателя.

Показатели расчета	Величина груза
	Q	0.5Q	0.195Q	0.05Q
Вес груза, т	8	4	1.56	0.4
Натяжение каната на барабане при подъеме груза в тс	2.15	1.16	0.61	0.35
з - КПД [2, стр.101]	0,9	0,86	0,7	0,45
Моменты при подъеме груза в кгм	42.2	23.8	15.4	13.7
Натяжение каната на барабане при опускании в тс	1.92	0.99	0.42	0.15
Момент при опускании груза в кгм	30.53	15.04	5.19	1.19
Время пуска при подъеме в с	0.48	0.2	0.16	0.15
Время пуска при опускании в с	0.08	0.19	0.107	0.11

2.6 ВЫБОР ТОРМОЗА

Тормозной момент [2, с. 293]:

M = К*М,

где К - коэффициент запаса торможения, принимаемый согласно Правилам Ростехнадзора равным 1,75;

М - статический крутящий момент на тормозном валу при торможении, определенный в предположении равномерного распределения нагрузки между всеми ветвями полиспаста с учетом потерь в механизме, способствующих удержанию груза.

М = QDо / 2miо =8000*0.45*0.9 / 2*2*24.9=36,14кгм = 354,6 Нм,

M = 1,75*36.14 = 63.25 кгм = 620.59 Нм.

Выбираем колодочный тормоз типа ТКТ ТКТ - 300 с параметрами: тормозной момент 80 кгм при ПВ = 25%.



Рис. 14. Эскиз тормоза ТКТ - 300.

Таблица 5.

Габаритные и установочные размеры.

S	C	l	L2	L1	L	h	H	B3	B1	B2
50	140	110	60	320	748	190	451	176	350	75

3. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ТЕЛЕЖКИ

3.1 ВЫБОР КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ, РАЗМЕРОВ КОЛЕС И ТИПА РЕЛЬСА

Выбранная принципиальная кинематическая схема механизма передвижения тележки показана на рис. 11. Механизм имеет привод к валу ходового колеса от электродвигателя переменного тока через вертикальный цилиндрический редуктор типа ВК. Двухколодочный короткоходовой нормальнозамкнутый электромагнитный тормоз установлен на валу двигателя.

По табл. 37 [1] принимаем ходовое колесо диаметром D = 250 мм. Диаметр цапфы принимается примерно равным (0,25 - 0,30) D.

Примем d = 70 мм. Выбираем рельс с плоской контактной поверхностью.

Для механизмов передвижения с машинным приводом рекомендуется изготовлять колеса стальные с твердостью поверхности катания и реборд не менее НВ 285 - 300.

При плоском рельсе м = 0,03 см. При установке ходовых колес на шарикоподшипниках f=0.015.



Рис. 11.Кинематическая схема механизма передвижения тележки.

3.2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ СОПРОТИВЛЕНИЯ ПЕРЕДВИЖЕНИЮ

Сопротивление передвижению тележки с номинальным грузом, приведенное к ободу ходового колеса, определяется по формуле [2, с. 295]:

W+f*d)K;

где Q - вес номинального груза;

G - собственный вес тележки;

D - диаметр поверхности катания ходового колеса тележки;

d - диаметр цапфы вала ходового колеса;

м - коэффициент трения качения;

f - коэффициент трения в опоре вола колеса;

К - коэффициент, учитывающий сопротивления реборд ходовых колес и торцов ступиц колеса; для крановых тележек принимается по табл. 18 [2] К = 2,5.

Собственный вес тележки при предварительном расчете принимаем ориентировочно G= 4 т.по кривой [2,с.269,рис.143]

W = 4000+8000/25(2*0.3+0.0015*7) *2.5 = 846 кгм = 8900, 7 Н

При работе без груза [2, с. 296]:

W = 846*4000/8000=423 кгм=4150, 35 Н

3.3 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И РЕДУКТОРА

При пуске максимальное допустимое значение ускорения тележки, при котором обеспечивается заданный запас сцепления 1,2, определяется по уравнению [2, с. 296]:

а

где n - число приводных ходовых колес, n = 2;

n - общее число ходовых колес, n=4;

ц - коэффициент сцепления ходового колеса с рельсом, принимаемый для кранов, работающих на открытом воздухе, равным 0,12;

Р - ветровая нагрузка на кран в рабочем состоянии;

amax=[2/4*(0.12/1.2+0.015*7/25)?(2*0,03+0.015*7)2,5/25]9.81=0.35 м/сІ

Необходимый пусковой момент электродвигателя [2, с. 297]:

М

В этой формуле неизвестными величинами кроме М являются маховый момент ротора двигателя GD; число оборотов электродвигателя n; передаточное число редуктора и КПД механизма. Так как нами принят в качестве передачи цилиндрический зубчатый редуктор типа ВК, то КПД передачи при установке ходовых колес на подшипниках качения можно принять равным =0,9.

Определим мощность двигателя по статическому сопротивлению при перемещении тележки с номинальным грузом [2, с. 297]:

Nст=Wтр*(Vт/102*60*о) =846*(27/102*60*0.9)=4.15;

где Vт=0,45 м/c=27м/мин

Необходимый пусковой момент электродвигателя [2, с. 297]:

М

В этой формуле неизвестными величинами кроме М являются маховый момент ротора двигателя GD; число оборотов электродвигателя n; передаточное число редуктора и КПД механизма. Так как нами принят в качестве передачи цилиндрический зубчатый редуктор типа ВК, то КПД передачи при установке ходовых колес на подшипниках качения можно принять равным =0,9.

Из каталога на крановые двигатели [2, табл. 88] принимаем двигатель с мощностью равной 5,0 кВт, МТ 112-6, имеющий n=920 мин при ПВ 25%, маховый момент ротора GD=0,27 кгм, максимальный момент М=12,5 кгм.



Рис. 12. Эскиз электродвигателя МТ 112-6.

Таблица 6.

Габаритные и установочные размеры.

d	C	l	L	L	L	H	h	B	B	B
35	110	80	50	285	623,5	343	140	137	290	60

Число оборотов ходовых колес

nх.к. = Vт / П*Dх.к. =27/3.14*0.25=34.39 мин

Передаточное число редуктора

io = nдв. / nх.к. =920/34.39=26.75

По нормам на редукторы [2, табл. 76,с.426] выбираем редукторы типа ВК. Наибольшее подходящим для установки на тележки является редуктор ВК-475, исполнение III, с передаточным числом = 29.06. Этот редуктор рассчитан на передачу мощности 8.1 кВт при числе оборотов ведущего вала 1000 мин.

Рис. 13. Эскиз редуктора ВК-475.

Таблица 7.

Габаритные и установочные размеры.

А	А	А	А	L	H	H	B	B	B
475	210	160	105	790	450	220	255	242,5	255

Тогда фактическое число оборотов в минуту ходовых колес [2, с. 298]:

nх.к. = nдв. / io =920/29.06 =31.66 об/мин

Фактическая скорость передвижения тележки [2, с. 298]:

Vт =П*Dх.к nх.к. =3.14*0.250*30.66=25 об/мин

Относительное расхождение в процентном выражение

Vт =Р27?25Р/27*100% =7.5%

Фактическая скорость отличается от заданной на 7.5%, что является допустимым. Требуемая при этом мощность двигателя [2, с. 298]:

Nс.треб. =846*25/102*60*0.9=3.85кВт

Что соответствует мощности выбранного двигателя.

Время пуска при максимально допустимом ускорении [2, с. 298]:

tn =Vт / amax =25/60*0.35=1.19 c

Момент сопротивления при передвижении тележки без груза [2, с. 298]:

М?с =Wтр. о *(Dх. к / 2. * io*о) =423*(0.25/2*29.06*0.9)=2.02кгм=19,82 Нм

Необходимый средний пусковой момент [2, с. 298]:

М пуск = 2,02 + 1,2•(0,27•0,20/375•1.19) + (4000·0.25І·920/375·119·29.06·0.9)= =2.603 кгм

Для двигателя МТ 112-6 кратность максимального момента равна 2,3. Минимальный пусковой момент обычно принимается равным 1,1 номинального момента. Средний пусковой момент [2, с. 298]:

М=

Тогда двигатель должен иметь номинальный момент [2, с. 298]:

М ном = М/1.7=2.063/1.7=1.53 кгм =15.02кН

Двигатель МТ 112-6 имеет в действительности номинальный момент [2, с. 298]:

= 975*( Nдв /nдв) =975(5/920) =5.29 кгм = 51.99 Нм

Фактическое время пуска

tn =1 / Mпуск ?Мс [1,2 (GD nдв/375)+GтDх.кІnдв/375i о Іо] =1/(1,7*5,29-2.02) [1,2*(0,22*920)/375+(4000*0.25І*920)/(375*29,06І*0.9)]=0.2297 c.

Фактический запас сцепления при пуске [2, с. 299]:

Кcц=ц/([(Vт/tng)+(Pв.G)+(2µ+ѓd)Кр/Dх.к]nк/nпр-ѓ(d/Dх.к)) =0.12/([(25/0.2297*60*9.81)+(2*0.03+0.015*7)+(2.5/25)](4/2)-0.015*7/25)=3.704›1.2

Заданный запас сцепления больше минимально допустимого.

Между электродвигателем и редуктором установлена упругая втулочно-пальцевая муфта. Крутящий момент, передаваемый муфтой [5, с. 62]:

M = М*К* К= 51,99*1, 3*1, 2 = 81,10 Нм,

где К=1,3 - коэффициент, учитывающий степень ответственности [5, табл. 1.35];

К=1,2 - коэффициент, учитывающий режим работы механизма [5, табл. 1.35].

Рис. 14. Эскиз муфты.

Выбираем муфту по табл. III.5.9 [5]:

Таблица 8.

Характеристика муфты.

M, Hм	№	D, мм	В, мм	GD,кг*м	m, кг
500	1	200	95	0.125	25

3.4 ВЫБОР ТОРМОЗА

Максимально допустимое замедление, при котором обеспечивается заданный запас сцепления ходовых колес с рельсом, равный 1,1;

определяют по уравнению [2, с. 299]:



а mmax=[2/4((0.12/1.2)-0.015*7/25)+(2*0.03+0.015*7) *1/25] *9.81=0.535 м/cІ

Время торможения [2, с. 299]:

tn =Vт / ammax =25/60*0.535=0.778 c

Уравнение моментов при торможении [2, с. 299]:

,

где - момент сопротивления передвижению тележки без груза при торможении.

Сопротивление передвижению при торможении [2, с. 299]:

Wmтр.о=Gт/Dх.к (2µ+ѓd) =4000/25(2*0.03+0.015*7) =26.4 кгм=259,03 кН

Момент сопротивления, приведенный к валу тормоза [2, с. 299]:

Мm со= Wmтр. о* Dх.к/2i о о=26.4*0.25/2*29.05*0.9=0.126 кгм.

Инерционный момент при торможении вращающихся и поступательно движущихся масс [2, с. 300]:

Мmин=1,2(GDnдв/375 tm)+(GтDх.кІnдво /375i о І tm) =1.2*(0.22*920/375*0.78)+( 4000*0.25І*920*0.9)/(375*0.78*29,06І)= 1.67кгм=16,37Нм;

Тогда тормозной момент [2, с. 300]:

Мm =Мmин- Мmсо=1,67-0,126=1.54кгм=15,15Нм

Примем электромагнитный колодочный тормоз ТКТ-00 (с тормозным шкивом 100 мм и электромагнитом МО-100 Б), с номинальным тормозным моментом 2 кгм, отрегулированный на требуемый тормозной момент.

Рис. 15. Эскиз тормоза ТКТ-100.

Таблица 9.

Габаритные и установочные размеры.

S	d	A	E	F	K	M	H	h	N	O	R
110	13	369	130	223	40	65	250	100	46	37	325

3.5 РАСЧЕТ УЗЛА ХОДОВЫХ КОЛЕС

Согласно схеме (рис. 16.) нагрузка на ходовые колеса нагрузка от массы поднимаемого груза [1, с. 137]:

R = Q*l = 8000*625/1250 = 4000 кг = 39, 25 кН.

Рис. 16. Схема к определению нагрузок от массы груза на ходовые колеса тележки.

Нагрузка на опору [1, с. 137]:

P = R*l /l4+Gт/4=4000*800/1600 + 4000/4 = 2000 кг = 19,62 кН.

Расчетная нагрузка на эту опору [1, стр. 137]:

Р = Р*К = 2000*1,1 = 2100 кг = 22 кН,

где К = 1,1-1,2 - динамический коэффициент, учитывающий ударный характер приложения нагрузки.

3.5.1 РАСЧЕТ ХОДОВЫХ КОЛЕС

Максимальная нагрузка на ходовое колесо тележки в предположении равномерного распределения нагрузки по всем четырем колесам [2, с. 300]:

Р= (Q + Q)/4 = (8000 + 4000)/4 = 3000 т = 29,44 кН.

Расчет ходовых колес производится на контактное смятие по формуле (42) [2] для линейного контакта цилиндрического обода колеса с плоским рельсом, имеющим длину контактной линии b = 40 мм:

= 273 мПа,

где К- коэффициент, зависящий от группы режима работы;

К=1,05;

Р = ККР- расчетная нагрузка на колесо;

К-коэффициент динамичности, равный единице при скорости до 60 м/мин; К- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине рельса;

для плоских рельсов К= 2.

Допустимые значения эффективных напряжений [2, с. 300]:

где у- предельное значение эффективных напряжений, принимаемое в зависимости от выбранной твердости поверхности катания ходового колеса по зависимости:

у= (0,25…0,3)НВ = 0,25*285 = 71,2 кг/мм= 698,5 мПа,

для стали 35, нормализованной, с твердостью поверхности НВ 285;

N - приведенное число оборотов ходового колеса:

N= N

Число оборотов колеса под нагрузкой Р [2, с. 301]:

N1=60 (Vт /рDх.к) h1=60(25/3.14*0.25)365=0.697*106;

где h - число часов работы крана под нагрузкой Р [2, с. 301].

При сроке службы колеса 10 лет общее число часов работы [2, с. 301]:

Тогда согласно усредненному графику нагружения механизма передвижения тележки (см. рис. 17.)



Рис. 17. График нагрузки механизмов передвижения крановой тележки.

h= 3650*0, 1 = 365 ч.

Нагрузка Р= 3000т.с.

При работе с Q = 0.5Q ;

P= (4 + 4)/4 = 2000 кг,

h= 5h

При работе с Q = 0,1 Q;

P= (0, 8+ 4)/4 = 1,2т.с;

h= 4h

Приведенное число оборотов ходового колеса:

Nпр=0,697*106[1+5(2000/3000) ?+4(1200/3000) ?] =1.91*106 об/мин.

Допустимые значения эффективных напряжений:

[у] = 71,29v104 / 1.91*106 = 73,84 кг/мм = 724,5 мПа > у = 273 мПа.

Это означает, возникающие напряжения меньше допускаемых.

4. МЕХАНИЗМ ПЕРЕДВИЖЕНИЯ КРАНА

4.1 ВЫБОР КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ, РАЗМЕРОВ ХОДОВЫХ КОЛЕС И ТИПА РЕЛЬСА

Выбираем кинематическую схему передвижения крана с раздельным приводом. От двух независимых двигателей установленных по концам моста. Состоит механизм из двигателя 1, редуктора 2, и зубчатой муфты 3, соединяющий выходной вал редуктора с валом ходовых колес. Преимущество схемы отсутствие трансмиссионного вала. Практика эксплуатации подтвердила достаточную надежность работы механизмов, выполненных по этой схеме.

Рис. 18. Кинематическая схема передвижения крана.

Диаметр ходовых колес мостового крана принимаем D= 400. Обычно d = (0,2…0,25) D, примем d = 100 мм. Ходовые колеса стальные, рельс типа Р со скругленной головкой.

4.2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ СОПРОТИВЛЕНИЯ ПЕРЕДВИЖЕНИЮ

Сопротивление передвижению моста крана с номинальным грузом, приведенное к ободу ходового колеса, [2, с. 302]:

,

где D- диаметр ходовых колес мостового крана, принимаем D= 400;

d - диаметр цапфы ходового колеса.

Обычно d = (0,2…0,25) D, примем d = 100 мм.

Ходовые колеса стальные, рельс типа Р со скругленной головкой. Тогда по табл. 19 [2] коэффициент трения качения м = 0,08 см. Коэффициент трения в подшипниках ходовых колес при роликовых подшипниках f = 0.015 [2, c. 133]. Коэффициент трения реборд К принимают в зависимости от типа подшипников и типа обода колеса по табл. 18 [2]. В нашем случае К = 1,5.

Сопротивление передвижению при работе с номинальным грузом [2, с. 303]:

Wпер = 8000+4000+14500 / 40(2*0.08+0.015*10) *1, 5 = 308, 06 кгм=

= 3022, 62 Н.

Сопротивление передвижению при работе без груза [2, с. 303]:

Wтр. о=308, 06 (18500 / 26500) =215.06 кгм = 2.11 кН.

4.3 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И РЕДУКТОРА

Максимально допустимое ускорение моста при пуске определяют по формуле [2, с. 303]:

а max=[2/4((0.12/1.2)+0.015*10/40)-(2*0.08+0.015*10) *1,5/40] *9.81=

=0.56 м/cІ

Пусковой момент каждого электродвигателя определяют при наименьшем давлении на ведущие ходовые колеса рассматриваемой стороны крана (то есть при крановой тележке, находящейся на противоположной стороне моста). В этом случае в расчетную формулу общего веса крана подставляют наименьшую нагрузку от веса крана без груза, приходящуюся на все ходовые колеса концевой балки рассматриваемой стороны. Предполагаем, что вес металлоконструкции и электрооборудования расположен на кране симметрично, за исключением кабины (вес ее G с электрооборудованием управления оценим в 2 т), центр тяжести которой расположен на расстоянии 1 м от опоры А (см. рис 19.).

Рис. 19. Схема к определению нагрузок на концевые балки моста крана.

Давление на ходовые колеса (рассматриваемой стороны крана):

RА=( Gм*0,5*L+Gт*6.5+Gк*9)/L=(5*14.5+4*6.5+2*9)/10=11.65т=114.31кН;

RВ=( Gм*5*L+Gт*3.5+Gк*1)/L=(5*14.5+4*3.5+2*1)/10=8,85т=86,83 кН;

Определим суммарную мощность двигателей по статическому сопротивлению при работе с грузом [2, с. 304]:

N сум = Wпер*Vк/ (102*60*з) = 308,06*27 / (102*60*0, 9) =1,51 кВт

Примем при зубчатом редукторе = 0,9.

Статическую мощность двигателя одной стороны, учитывая возможное несимметричное расположение тележки с грузом, принимают равной [2, с. 304]:

N1 = (0, 1….0, 6) N Сум;

N1 = 0, 6*1, 57= 0, 91 кВт;

По каталогу на крановые двигатели переменного тока [2, табл. 88,с.439] примем двигатель МТ 11-3, имеющий мощность 1,4 кВт при n = 885 мин.

Маховый момент ротора GD=0.085 кгм.



Рис. 20. Эскиз электродвигателя МТ 11-3.

Таблица 10.

Габаритные и установочные размеры.

d	C	l	L	L	L	H	h	B	B	B
25	90	60	50	200	515,5	313	125	133	230	50

Число оборотов ходового колеса при номинальной скорости [2, с. 304]:

n = (Vк/рD) =27/3.14*04 =21.50 мин

Требуемое передаточное число редуктора [2, стр. 305]:

io = nдв. / nх.к. =885/21.50=41.16

Расчетная мощность для выбора редуктора [2, с. 305]:

Np=KNдв. =2.25*1.4=3.14 кВт;

где К - коэффициент, зависящий от группы режима работы [2, с. 305].

По табл. 76 [2] выбираем редуктор ВК-400 рассчитанный на мощность на быстроходном валу при n = 1000 мин равную 3,1 кВт, с передаточным числом i = 41,23.

Рис. 21. Эскиз редуктора ВК-400.

Таблица 11.

Габаритные и установочные размеры.

А	А	А	А	L	H	H	B	B	B
400	165	130	105	665	395	190	245	207,5	230

При выбранном редукторе фактическое число оборотов ходового колеса [2, с. 305]:

nфх.к. =885/41.23=21.47 мин

Фактическая скорость крана [2, с. 305]:

Vфк. = рDnх.к. =3.14 *0.4 *21.47=26.97 м/мин

Отклонение от заданного значения скорости [2, с. 305]:

э?V = (Vк.-Vфк. / Vк ) *100% =(27-26.97/27) *100% =0.11%

Время пуска при максимально допустимом ускорении [2, с. 305]:

tn =Vфк / amax =26.97/60*0.56=0,803 c

Приведенный к валу двигателя момент сопротивления передвижению крана со стороны противоположной расположению тележки, при работе без груза (опора В) [2, с. 305]:

Мс =(Wпер в *Dх. к )/ (2. * io*о) =(102,88*0.4)/(2*41,68*0.9)=0,549кгм=5,38 Нм;

где - сопротивление передвижению на опоре В:

= (Rв/Dх. к) (2µ+ѓd)Кр = (8850 / 40) (2*0.08 + 0.015*10) 1.5 = 102.88 кгм= =1009.44 Нм;

Необходимый пусковой момент для опоры В [2, с. 306]:

Мпуск =Мс+ [1,2 (GD nдв/375tn)+RвDх.кІnдв / 375tn i о Іо] =0,549+[1,2*(0,085*885)/(3750*0,803)+ +(8850*0.4І*885)/(375*0,803*41,23І*0.9)] =3,57кгм=35,02 Нм

Кратность максимального момента для двигателя МТ 11-3 равна 2,5 [2, с. 306].

Средний пусковой момент [2, с. 306]:

Тогда двигатель должен иметь номинальный момент [2, с. 306]:

М1ном = 3,57/1.8=1.98 кгм =19.46 кН

Фактический номинальный момент двигателя [2, с. 306]:

М ном = 975(Nдв /nдв)=975(1,4/885)=1.54 кгм =15.134Нм

Так как установленный двигатель имеет значительно меньший номинальный (а следовательно, и пусковой) момент, то разгон крана будет происходить с меньшими ускорениями, а работа с большим запасом сцепления. Фактическое время пуска [2, с. 306]:

tn.ф=1/(1,8*1,54-0,549)[1,2*(0,085*885)/375+ +(8850*0.4І*885)/(375*41,23І*0.9)]=1,091 c.

Фактическое среднее ускорение за период пуска [2, с. 306]:

аф = Vф / tn.ф = 26.97 / 60*1.09=0.412 м/cІ<а max=0.56 м/cІ

Между электродвигателем и редуктором установлена упругая втулочно-пальцевая муфта. Крутящий момент, передаваемый муфтой [5, с. 62]:

M = М*К* К= 15,134*1,3*1,2 =23,61 Нм,

где К=1,3 - коэффициент, учитывающий степень ответственности [5, табл. 1.35];

К=1,2 - коэффициент, учитывающий режим работы механизма [5, табл. 1.35].

Рис. 22. Эскиз муфты.

Выбираем муфту по табл. III.5.9 [5]:

Таблица 12.

Характеристика муфты.

M, Hм	№	D, мм	В, мм	GD,кг*м	m, кг
500	1	200	95	0.125	25

4.4 ВЫБОР ТОРМОЗА

Максимально допустимое замедление [2, с. 309]:

а mmax=[2/4((0.12/1.2)-0.015*10/40)+(2*0.08+0.015*10) *1/40] *9.81= =0.548 м/cІ.

Время торможения [2, с. 309]:

tn =Vт / ammax =26,97/60*0.548=0.82 c

Сопротивление передвижению при торможении на опоре В [2, с. 309]:

Wmтр.в=Rв/Dх.к (2µ+ѓd) =8850/40(2*0.08+0.015*10) = 68,59кгм= 672,96Н

Момент сопротивления при торможении [2, с. 309]:

Мm с= Wmтр.в* Dх.к/2i о о=68,59*0.4/2*41,68*0.9=0.366 кгм.

Уравнение моментов при торможении [2, с. 309]:

Мm+Мmc=Мmин=1,2(GDnдв/375 tm)+(GтDх.кІnдво /375i о І tm)

Мm=1.2*(0.085*885/375*0.82)+(8850*0.4І*885*0.9)/(375*0.82*41.68І)-

-0.366=2.04кгм =20.0 Нм;

По данному тормозному моменту принимаем тормоз ТКТ-100, имеющий номинальный момент 2 кгм и отрегулированный на фактический момент.



Рис. 23. Эскиз тормоза ТКТ-200.

Таблица 13.

Габаритные и установочные размеры.

S	d	A	E	F	K	M	H	h	N	O	R
110	13	369	130	223	40	65	250	100	46	37	325

4.5 РАСЧЕТ ХОДОВЫХ КОЛЕС

Максимальная нагрузка на ходовое колесо [2, с. 307]:

Рс=RА/2=11.65/2=5.83т=57,15кН

Эффективное напряжение контактного смятия поверхности катания обода колеса при рельсе со скругленной головкой типа Р-38 (при точечном контакте) [2, с. 307]:

,

где К - коэффициент, зависящий от отношения радиусов кривизны колеса и рельса;

для рельса Р-38, имеющего R= 300 мм и поверхности катания колеса с R= 200 мм (отношение ), коэффициент К = 0,107;

К - коэффициент, зависящий от группы режима работы, равный К= 1,05; R - больший из радиусов кривизны контактных поверхностей, в нашем случае R= R= 300 мм; нагрузка:

Р=КдКнРс=1,11,15,83=7,05т=69,21кН;

де К- коэффициент динамичности, принимаемый в зависимости от скорости передвижения и равный 1,1 при скорости в пределах 60-90 м/мин;

К- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине рельса, для рельсов с выпуклой головкой, равен 1,1;

Р- максимальная нагрузка на ходовое колесо при работе с номинальным грузом.

Предельные значения эффективных напряжений для колеса, изготовленного из стали 65Г с твердостью поверхности катания НВ350:

.

Допускаемые значения эффективных напряжений [2, с. 308]:

где N- приведенное число оборотов ходового колеса [1, с. 308]:

При сроке службы ходового колеса 10 лет (см. расчет ходовых колес тележки) общее время работы Т = 3650 часов. При этом согласно графику время работы с номинальным грузом будет

0,1Т = 365 часов, с грузом, равным 0.5T = 5*365 ч;

с грузом, равным 0.1T = 365 ч;

с грузом, равным 0,3Т = 3*365 ч.

При работе с номинальным грузом нагрузка на колесо:

Р1=RАmаx/2=11,65/2=5.83 т

RАmаx=(5*14,5+9*6,5+2*9+8(10-35))/10=20.1т

При работе с грузом, равным 0,8Q:

R1Аmаx=(5*14,5+9*6,5+2*9+6,4(10-35))/10=19,06т

Р2= R1Аmаx/2=19,06/2=9,53 т

При работе с грузом, равным 0,75Q:

R11Аmаx=(5*14,5+9*6,5+2*9+6(10-35))/10=18,8т

Р3= R11Аmаx/2=18,8/2=9,4 т

При работе с грузом, равным 0,6Q:

R111Аmаx=(5*14,5+9*6,5+2*9+4,8(10-35))/10=18,02т

Р4= R111Аmаx/2=18,02/2=9,01 т

Число оборотов ходового колеса под нагрузкой [2, с. 308]:

N1=60(Vк/рD)0,1T =60(26.97/3.14*0.4)365=0.47*106

Приведенное число оборотов ходового колеса:

Nпр=0,47*106 [ 1+5(19,06/20.1)+(9.4/20.1)]=2.52 *106

Допускаемые значения эффективных напряжений:

____________

[дэ]=1059v104/2,52*106 =42,81 кг/мм2=419,9 мПа› дэ=358,42 мПа

Возникающие контактные напряжения меньше допускаемых.

5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ МЕТАЛЛОКОНСТРУКЦИИ. ВЫБОР СОРТАМЕНТА

Исходные данные:

длина моста L = 10 м;

длина консоли = 4 м;

Конструкция моста сварная, материал - сталь ВМ Ст3 по ГОСТу 380-71.

5.1 ВЫБОР ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ

Высоту балки назначают в зависимости от размера пролета по соотношению [2, с. 315]:

hд=(1/16….1/20)L=(1/16….1/20)18=1.125….0.9

Примем h= 1,0 м. Принятая высота опорного сечения балки [2, с. 315]:

hоп=(0,6….0,7)hд=(0,6….0,7)1,0=0,6….0,7м

Примем = 0,7 м.

Длину скоса берут в пределах С = (0,1…0,2)L = (1,8…3,6)м [2, с. 315]:. Примем С = 2,2м

Ширина площадок как со стороны механизма передвижения, так и со стороны троллеев принята равной В= 1,6 м.

Веса элементов конструкции (по аналогии с весами выполненных конструкций): кабины с электрооборудованием G= 2 т =19,62 кН (центр тяжести кабины расположен на расстоянии 1 м от опоры крана); одной главной пролетной балки (без рельсов и других вспомогательных элементов) G= 5 т [4, рис. 50], распределенный вес этой балки:

q=(5000/19) *9.81=2.7 кНм

Ширина верхнего и нижнего поясов [4, с. 130]:

Вб=(0,5…0,33)hд=(0,5…0,33)1,0=0,5….0,33

Кроме того ширина поясов должна удовлетворять условию [4, с. 130]:

Вб?L/50=18/50=0.36 м

Принимаем = 0,55 м. Для предварительного расчета принимаем толщину вертикальных стенок д= 6 мм, а верхний и нижний пояса из листа толщиной = 8 мм (см. рис. 24.).

Рис. 24. Поперечное сечение главной балки моста в середине пролета.

5.2 ОСНОВНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ПРЕДВАРИТЕЛЬНО ВЫБРАННЫХ СЕЧЕНИЙ

Момент инерции сечения относительно оси х - х:

поясов:

J1x=2[(55*0.8/12)+55*0.8(9.84+0.8/2)2] =216000см4

стенок:

J2x=2(0,6*98,4/12)=95400 см4

Общий момент инерции:

Jx =J2x +J1x=216000+95400=311400 см;

Момент сопротивления сечения относительно оси х - х:

Wx=2 Jx/ hд =2*311400/100=6228 см4

Площадь сечения верхнего и нижнего пояса:

Fn=2*55*0.8=88 см2;

Площадь сечения вертикальных стенок:

Fст=2*98,4*0.6=118 см2;

Общая площадь сечения:

F=206 см2;

Момент инерции сечения относительно оси у - у:

поясов:

Jуп=2*0.8*55/12=22000см4;

стенок:

Jстx=2[(98,4*0,6/12)+ 98,4*0,6(50+0.6/2)2]=75300см4;

Момент инерции всего сечения:

Jу=97300см4;

Момент сопротивления сечения относительно оси у - у:

Wу=2 Jу/ В =2*97300/55=3900 см3

5.3 РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ

Нагружаем балку в середине весом номинального груза, весом тележки. Суммарная нагрузка:

=117,72кН.

Определяем опорные реакции:

RА=( Gк*L+q*L*L/2+P*L/2)/L=(19.62*17+2.7*18*9+58.86*9)/18=72.26 кН;

RВ=( Gк*L+q*L*L/2+P*L/2)/L=(19.62*1+2.7*18*9+58.86*9)/18=54.82 кН;

Значение максимального момента в середине сечения М = 790,5 кНм.



Рис. 25. Схема к расчету главной балки.

Значение максимальных напряжений, возникающих в середине пролета:

д=М/Wx=790.5*103=0.062=127.5‹=160 мПа,

где =160 мПа - допускаемое нормальное напряжение для стали ВМ Ст3 [4, табл. 36].

Таким образом балка подходит по условиям прочности.

5.4 РАСЧЕТ НА ЖЕСТКОСТЬ

Проверка жесткости балки сводиться к определению наибольшего прогиба балки (в середине пролета) определяется по зависимости:

ѓ=ѓр+ѓq,м;

где ѓр,м - прогиб от системы сосредоточенных сил Р;

ѓq,м - прогиб от действия распределенной нагрузки q;

Вышеперечисленные прогибы определяются:

ѓр=(2Р(L-а)2)/12*E*Jx;

ѓq=(5*q*L4)/384*E*Jx;

где Е=2,1* 105 мПа - модуль упругости стали;

Jx,м4 -момент инерции сечения балки относительно оси х -х (в вертикальной плоскости);

ѓр=(2*0,58 * 105*92)/12*2.1*105*311.4*10-3=0.0056 м;

тогда ѓ=0,0012+0,0056=0,0068 м

=1/700*L=0.026 м

где - допустимый прогиб [4, с. 135],

Это означает, что главная балка по условиям жесткости удовлетворяет требованиям.

6. ПРИБОРЫ БЕЗОПАСНОСТИ

Кран мостовой относится к устройствам, которые должны отвечать всем требованиям, которые предъявляются к грузоподъемным машинам. Для этого он оборудуется приборами и устройствами безопасности, предотвращающими возникновение поломок или аварийных ситуаций.

Кран оборудуется звуковым сигналом, хорошо слышимым в местах подъема и опускания груза.

Механизм подъема груза имеет концевые выключатели для автоматической остановки привода при подходе крюковой подвески к упору на расстоянии не меньшем 200 мм до упора.

Такие же устройства устанавливаются на механизмах передвижения крана и грузовой тележки. При этом концевой выключатель закрепляется таким образом, чтобы отключение двигателя происходило на расстоянии до упора, равном не менее половины пути торможения. Кран имеет ограничитель высоты подъема груза, который устанавливается на раме тележки. Конструктивно ограничитель высоты подъема подвески (груза) выполнен в виде рычага, закрепленного на металлоконструкции и подвешенного на гибком тросе , связанном с концевым выключателем. Рычаг имеет на конце груз.

При достижении крюковой подвеской верхнего положения она нажимает на рычаг, трос ослабляется, и контакты конечного выключателя размыкаются, тем самым, выключая электродвигатель механизма подъема, (рис. 26).



Рис. 26. Ограничитель высоты подъема.

Тележка механизма подъема груза и металлоконструкция крана оборудуется отбойными буферами, устанавливаемыми на концевых балках для смягчения возможных ударов в конце пути и упорами, предотвращающими сход тележки или крана с ходового пути. (Рис. 27).



Рис. 27. Буфер отбойный.

Металлоконструкция должна быть заземлена, также заземляются корпуса электрических аппаратов и пускорегулирующей аппаратуры.

Вращающиеся части приводов должны иметь защитные кожухи и ограждения, окрашенные в яркий цвет.

Кран также имеет ограничитель грузоподъемности, который отключает привод механизма подъема груза при превышении веса от номинального груза более чем на 25%.

При превышении допустимой нагрузки планка нажимает на шток конечного выключателя и отключает привод механизма подъема груза.

Провода и их токоприемники должны быть недоступны для случайного проникновения к ним с площадок, где могут находиться люди. Все металлические части электрооборудования, не входящие в электрические цепи и которые могут оказаться под напряжением вследствие порчи изоляции, должны быть заземлены в соответствии с Правилами устройства электроустановок.

Кабина управления краном, аппаратные кабины и машинное помещение имеют электрическое освещение, которое остается включенным при отключении электрооборудования механизмов подъема и передвижения краном.

Крюковая подвеска имеет предупреждающую окраску в виде чередующихся черно - желтых полос шириной 40...50 мм, расположенных под утлом 45° к продольной оси крюка.

Кран должен иметь техническое освидетельствование, пройти статические и динамические испытания по правилам Ростехнадзора.

Данный кран, работает на открытом воздухе и перемещается по рельсам, кроме тормоза механизма передвижения, должен иметь противоугонное устройство с ручным или машинным приводом автоматического или принудительного действия (рис. 28).

Рис. 28. Буфер отбойный.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Павлов Н. Г. Примеры расчетов кранов. Изд. 4-е, Машиностроение, Ленинград, 1976. 320 с, ил.

2. Руденко Н. Ф., Александров М. П., Лысяков А. Г. Курсовое проектирование грузоподъемных машин. М., Машиностроение, Изд. 3-е, 1971. 460 с, ил.

3. Жариков И. Т. Методические указания к курсовому проекту по подъемно - транспортным машинам. Расчет механизма подъема груза. Липецк, ЛиПИ, 1993, 17 с, ил.

4. Иванченко Ф. К. и др. Расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин. Киев, Вища школа, 1975, 520 с, ил.

5. Марон Ф. Л., Кузьмин Справочник по расчетам подъемно-транспортных машин. Минск: 1977, 272 с, ил.

6.Александрова М. П., Решетова Д.Н.Подъемно-транспортные машины. Атлас конструкций.Москва:1973,256с,ил.

Размещено на Allbest.ru