Мостовой кран

3.7 Проверка двигателя на надежность пуска

Выбранный двигатель проверен на надежность пуска по ускорению подъема груза.

Фактическое ускорение при пуске aср, м/с2:

(20)

где tП - время пуска, с,

(21)

где - коэффициент, учитывающий неучтенные вращающиеся и поступательно движущиеся массы механизма подъема груза ( = 1,1 [6]);

Iр - момент инерции ротора двигателя, кгм2 (Iр = 1 кгм2) [6];

Iм - момент инерции муфты с тормозным шкивом, кгм2 (Iм = 4,5 кгм2);

Iгр - момент инерции груза, приведенный к валу двигателя, кгм2:

, (22)

где - промежуточная грузоподъемность крана, кг ();

- диаметр барабана по средней линии навиваемого каната, м ();

- максимальное натяжение каната, ();

- фактическое передаточное отношение редуктора, ();

зп - КПД привода:

, (23)

где - КПД барабана, ( [6]);

- КПД редуктора, ( [2]);

- КПД полиспаста, (),

,

,

Тср. п - средне пусковой момент двигателя, Нм:

Тср. п = (1,5ч1,6)•Тн, (24)

Тср. п = 1,6•230=368 Н•м,

Tс - наибольший статический момент на валу муфты, Н•м ( Tс=153 Н•м);

- номинальная угловая скорость двигателя, (),

,

.

Должно соблюдаться условие:

аср а, (25)

где а - наибольшее рекомендуемо допустимое ускорение механизма подъема груза, м/с2 (для монтажных кранов а=0,1 м/с2 [6]).

0,065 0,1

Условие (25) выполняется, двигатель выбран правильно.

3.8 Выбор тормоза. Определение тормозного момента

Тормоз выбран по диаметру тормозного шкива.

Принимается тормоз колодочный с электрогидравлическим приводом ТКГ-300 со следующими параметрами:

- максимальный тормозной момент, ТТК = 800 Нм;

- диаметр тормозного шкива, D =300 мм;

- ширина колодок, b1=140 мм;

- масса m=100 кг.

Выбранный тормоз должен выполнять условию:

ТТК? ТТР , (26)

где ТТК -значение тормозного момента из каталога;

ТТР - расчетный крутящий момент на валу тормоза;

ТТР = kTc, (27)

где k - коэффициент запаса торможения (для режима работы 6М k = 2,5 [6]);

ТТР =2,590,4=226 Нм,

800 Нм >226 Нм.

Условие выполняется.

Для получения требуемого тормозного момент тормоз необходимо регулировать.

3.9 Прочностной расчет узла барабана

3.9.1 Расчёт барабана

Так как Lб /Dб < 3, то барабан проверен на напряжения сжатия.

Напряжения сжатия при однослойной навивке сж, МПа:

, (28)

где - допускаемые напряжения.

.

Принята сталь ВСт3сп с .

Прочность барабана достаточна, т. к. выполняется условие:

102 МПа < 110 МПа.

Эскизная компоновка узла барабана приведена на рисунке 6.

3.9.2 Расчёт вала барабана

Для расчёта оси барабана предварительно была вычерчена эскизная компоновка узла барабана. Некоторые размеры были приняты конструктивно, используя метод линейного подобия конструкций.

Ориентировочный диаметр вала под ступицей:

, (29)

где - касательное напряжение при кручении, (принято предварительно ).

- вращающий момент на барабане, :

, (30)

,

. принят

Длина ступицы :

, (31)

.

Расчётная схема составлена на основание эскизной компоновки (рисунок 6).

Расчёт произведён по нагрузкам на вал т.к. они являются максимальными нагрузками и равны усилию в канате, при нахождении каната над одной из ступиц (рисунок 6).

Для определения опасного сечения, построены эпюры изгибающих моментов (рисунок 6).

Реакции опор при расположение каната над левой ступицей определили из двух уравнений равновесия:

(32)

Откуда:

Эпюра изгибающих моментов :

(33)

Реакции опор при расположение каната над правой ступицей определили из двух уравнений равновесия:

(34)

Откуда:

Эпюра изгибающих моментов :

(35)

По эпюре определяем опасное сечение и проверяем диаметр оси барабана исходя из условия прочности:

, (36)

где Мпр - приведённый момент, Нм:

, (37)

где Ми - максимальный изгибающий момент, Нм ();

- вращающий момент на барабане, ();

- допускаемые напряжения:

, (38)

где - предел выносливости материала оси (для Сталь 45У [2]);

- коэффициент, учитывающий конструкцию детали (для оси [6]);

[n] - допускаемый коэффициент запаса прочности (для группы режима работы 6М [n] =1,75 [6]).

.

.

Условие (36) выполняется, прочность вала достаточна.

Рисунок 6 Эскизная компоновка барабана и расчётная схема

3.9.3 Подбор подшипников

Подбор подшипников качения произведён на основании радиальной нагрузки (, ), нужного диаметра шейки вала () и особых требований (самоустанавливающийся, повышенная точность, жесткость и т.д.). Для разрабатываемого барабана, т.к. осевые усилия отсутствуют, принимаем радиальные сферические двухрядные шарикоподшипники 310 ГОСТ28428-90:

,

Выбранный подшипник выполняет условие по статической грузоподъемности .

Таблица 8 - Характеристики радиального сферического двухрядного шарикоподшипника 310

3.9.4 Расчёт крепления каната

Расчёт заключается в определение числа болтов.

Число болтов, крепящих канат на барабане zб :

, (39)

где k - коэффициент надежности запаса крепления (k = 1,5 [6]);

d0 - внутренний диаметр резьбы болтов, мм (для М24 d0 = 20,3 мм [2]);

Расстояние от головки болта до барабана l, мм:

. (40)

Приведенный коэффициент трения между канатом и прижимной планкой f1 :

, (41)

где f - коэффициент трения между канатом и барабаном (f = 0,15 [6]);

- угол наклона боковой грани канавки ( = 40? [6]).

.

Допускаемое напряжение растяжения в болте [у]р, МПа:

, (42)

где - напряжение текучести, ( [2]),

.

Суммарное усилие растяжения болтов Fр, кН:

, (43)

где б - угол охвата барабана запасными витками ().

.

Принимаем число болтов zб = 2.

3.10 Расчёт крюковой подвески

Крюковая подвеска имеет четыре блока с диаметром по дну желоба направляющего блока Dбл2 , мм:

, (44)

где h2 - коэффициент выбора минимального диаметра направляющего блока ( [6]).

.

Принимаем значение из стандартного ряда .

Эскиз направляющего блока приведен на рисунке 7.

Рисунок 7 Эскиз направляющего блока

Подшипники качения выбраны на основании действующей нагрузки , нужного диаметра наружного кольца и ширины.

Принимаем радиальные однорядный шарикоподшипники по ГОСТ28428-90:

.

Нагрузка

, (45)

где - промежуточная грузоподъемность крана, т ()

- число блоков в подвеске, (),

.

Выбранный подшипник выполняет условие по статической грузоподъемности .

Таблица 9 - Характеристики радиального однорядного шарикоподшипника 1218:

Упорный подшипник крюка выбран по диаметру не нарезанной части крюка.

Принят упорный шариковый подшипник 8314Н ГОСТ 7872-89:

.

Должно соблюдаться условие:

, (46)

.

Условие (46) выполняется, следовательно, подшипник выбран правильно.

Таблица 10 - Характеристики упорного шарикового подшипника 8314Н:

Высота гайки крюка H, мм:

, (47)

где l1 - длина нарезанной части хвостовика крюка, мм (l1 = 95 мм).

.

Минимальная высота гайки, определяемая из условия ограничения удельного давления в резьбе Hрасч, мм:

, (48)

где t - шаг резьбы, мм (t = 10 мм);

d1 - наружный диаметр резьбы, мм (d1 = 70 мм);

d0 - внутренний диаметр резьбы, мм (d0 = 60 мм);

[p] - допустимое удельное давление в резьбе, МПа ([p] = 15 МПа).

.

Должно соблюдаться условие:

, (49)

.

Условие (54) выполняется, следовательно, высота гайки достаточна.

Ширина траверсы В, мм:

, (50)

где Dп - наружный диаметр подшипника, мм (Dп = 125 мм).

.

Высота траверсы h, мм:

, (51)

где l1 - длина нарезанной шейки хвостовика крюка, мм (l1 = 95 мм);

l2 - длина не нарезанной шейки хвостовика крюка, мм (l2 = 165 мм);

Н1 - высота подшипника крюка, мм (Н1 = 40 мм);

H - высота гайки крюка, мм (H = 90 мм).

.

Диаметр отверстия в траверсе под хвостовиком крюка d3, мм:

, (52)

где d2 - диаметр не нарезанной части хвостовика, мм (d2 = 70 мм).

.

Диаметр цапфы dц, мм:

, (53)

.

Принимаем dц = 70 мм.

Толщина серьги д1 , мм:

, (54)

где [усм] - допустимое давление на смятие, МПа ([усм] = 60 МПа).

.

Принимаем д1 = 16 мм.

Ширина серьги bс , мм:

, (55)

где [у] - допустимое напряжение при растяжении, МПа.

.

где n - коэффициент запаса прочности (n = 1,6).

.

Принимаем bc = 100 мм.

Часть элементов принимается конструктивно:

- толщина щеки д2 =8 мм;

- расстояние между блоками Д1 = 5 мм ;

- расстояние между блоками и внутренней поверхностью щеки Д2 = 5 мм;

- расстояние между блоками и хвостовиком крюка Д = 40 мм.

Эскизная компоновка крюковой подвески и эпюры изгибающих моментов приведены на рисунке 8. Расчет изгибающих моментов произведен в программе «Радуга 2.0.7».

Определяем опасные сечения.

Диаметр оси блоков проверяется на прочность по условию:

, (56)

где М - максимальный изгибающий момент, ().

.

Условие (56) выполняется, следовательно, прочность оси блоков достаточна.

Траверса проверяется на напряжения изгиба от момента в среднем сечении:

, (57)

где M - изгибающий момент в опасном сечении, ().

Момент сопротивления траверсы W, м3 :

, (58)

.

.

Условие (57) выполняется, следовательно, прочность траверсы достаточна.

Цапфа траверсы проверяется на напряжение изгиба:

, (59)

Изгибающий момент у основания цапфы M, :

, (60)

.

.

Условие (59) выполняется, следовательно, прочность цапфы достаточна.

Для диаметра цапфы dц, назначенного конструктивно, прочность больше чем достаточна. Принимаем диаметра цапфы dц из условия:

, (61)

.

Принимаем dц = 70 мм.

4. Расчет механизма передвижения тележки

Цель: сконструировать механизм передвижения грузовой тележки на заданную скорость передвижения и нагрузки произвести кинематический и прочностной расчёт.

Исходные данные:

Пролёт крана:

Группа режима эксплуатации: 6М

Мощность на передвижение тележки: Р=5,2 кВт

Уклон:

Давление ветра:

4.1 Выбор ходовых колес

Ходовое колесо и тип рельса подобраны по максимальной статической нагрузке на колесо, вычисленную при номинальной массе груза:

, (62)

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки на колёса, ();

mT - масса тележки, кг (mT =3000 кг );

.

По полученной нагрузке подобраны колесные установки и тип рельса:

1. колесо двухребордное приводное, диаметр колеса Dк=200 мм; К2РП-200-1 ОСТ 24.090.09-75 [6];

2. колесо двухребордное не приводное, диаметр колеса Dк=200 мм: К2РП-200 ОСТ 24.090.09-75 [6];

3. крановый рельс КР80 [6].

4.2 Определение внешних сопротивлений

Общее сопротивление передвижению крановой тележки от статических нагрузок:

, (63)

где Fтр - сопротивление трения ходовой части;

Fук - сопротивление от уклона кранового пути;

Fв - сопротивление от ветровой нагрузки.

Сопротивление трения ходовой части:

, (64)

где - коэффициент трения качения колеса по рельсу ( [6]);

f - коэффициент трения в подшипниках колес (для подшипников качения, (f = 0,015 [6]);

D - диаметр ходового колеса, мм (D=200мм);

kр - коэффициент, учитывающий трение реборд колеса о головку рельса (для центрального привода kр=2 [6]);

d - диаметр цапфы колеса:

, (65)

d=0,3·200=60 мм.

.

Сопротивление от уклона пути:

, (66)

где I - уклон пути для крана, .

.

Сопротивление от ветровой нагрузки:

, (67)

где р - распределенная ветровая нагрузка на единицу площади груза, Па.

Аг - площадь груза, принимаемая в зависимости от его массы, Аг=12м2 [6].

р=qkcn, (68)

где q - динамическое давление ветра, Па (на высоте 10 м от поверхности земли для Западно - Сибирского региона, q=125 Па.

k - коэффициент, учитывающий изменение динамического давления в зависимости от высоты расположения элементов над поверхностью земли, (на высоте 12,5 м k=1;

с - коэффициент аэродинамической силы, с=1,2 [6];

n - коэффициент перегрузки, (для нагрузок рабочего состояния n=1 [6]).

,

.

4.3 Выбор двигателя

Двигатель выбран по статической мощности (=5.2 кВт) с учетом режима работы 6М (ПВ=60%), необходимой для привода механизма передвижения тележки:

Принят крановый электродвигатель постоянного тока Д22, характеристики занесены в таблицу 11.

Так как в справочниках приводится мощность электродвигателя при ПВ = 40%, а для проектируемого крана необходим электродвигатель с ПВ = 60%, то необходимо найти потребную мощность при ПВ = 40%:

.

Таблица 11 Основные технические данные эл. двигателя Д22