Кран-балка підвісна

Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство освіти і науки України

НУВГП

Кафедра будівельних, дорожніх, меліоративних машин і обладнання

Пояснювальна записка до курсового проекту

з дисципліни: „Вантажопідйомна,транспортуюча і транспортна техніка"

на тему: „Кран-балка підвісна"

Виконав:

студент ІІІ-го курсу

МЕФ, групи ПТМ-33

Окерешко В.М.

Перевірив:

Маркова О.В.

Рівне-2006 р.

Зміст

мостовий кран електродвигун поліспаст барабан

Опис конструкції і роботи проектованої машини

Розрахункова частина

1. Розрахунок механізму підйому

2. Розрахунок механізму пересування крана

Техніка безпеки

Література

Опис конструкції і роботи проектованої машини

Мостові крани обслуговують технологічні вантажні потоки, виконують вантажно-розвантажувальні операції в цехах промислових підприємств, на монтажних, контейнерних площадках, у відкритих і закритих складах.

Крани пересуваються по рейках, розміщених на підкранових балках на значній висоті від підлоги цеху, займають мало корисного простору і забезпечують обслуговування майже всієї його площі. На невеликих підприємствах мостові крани встановлюють на естакадах. Основні параметри і розміри мостових кранів вибирають за ГОСТ 1575-87: вантажопідйомність до 1250 т; прольоти кранів 2…34 м; швидкість підйому вантажу до 2 м/с; швидкість пересування кранового візка 0,17…6 м/с; швидкість пересування крана 0,66…2,5 м/с.

Найпоширеніші мостові крани вантажопідйомністю 5…320 т. Приблизно 2/3 всіх мостових кранів обладнано гаковими підвісками. За вантажопідйомністю 5-тонні крани становлять 20%, 10-тонні-17%, найпоширеніший середній режим роботи-приблизно 80% кранів.

Мостові крани комплектують з уніфікованих вузлів. Вони бувають з одним чи двома крановими візками. Залежно від конструкції моста крани поділяються на одно- і двобалочні; спеціальні крани бувають багато балочними. Кранами керують з кабіни машиніста або дистанційно.

У мостових кранах відношення прольоту L до бази В ходових коліс залежить від умов праці та конструкції: L/B=8 для кранів з безребордними ходовими колесами; L/B=6…7 при інтенсивній експлуатації кранів; L/B=9…10 для кранів з точно вивіреними ходовими колесами. При значеннях L/B більших, ніж зазначені, погіршуються ходові якості кранів і можливе заклинювання коліс.

Вузли механізму змонтовано так, що на поздовжні балки спираються підшипники вала барабана, редуктор та двигун механізму підйому. Механізм пересування встановлено посередині між ходовими колесами або збоку візка-для зручності монтажу і заміни вертикального редуктора. При конструюванні візка треба, щоб його центр ваги наближався до геометричного центру. Для створення максимальної зчіпної ваги та запобігання пробуксовуванню приводних коліс центр ваги візка доцільно змістити вбік осі приводних коліс. Розміщення механізмів повинно бути зручним для обслуговування; візки по боках відгороджені поручнями. При проектуванні треба враховувати, що ширина кранового візка залежить від довжини барабану, а нормальний ряд розмірів колії, в яку повинні вписуватись всі візки, стандартизований: 1400, 2000 і 2500 мм.

Механізми пересування візків обладнано вертикальними редукторами типів ВК, ВКН.

1. РОЗРАХУНОК МЕХАНІЗМУ ПІДЙОМУ

Вихідна кінематична схема механізму підйому та вихідні дані.

Викреслюють кінематичну схему механізму підйому (або талі електричної) з поліспастом.

Виписують вихідні дані.

Таблиця 1.1

Вибір двигуна.

В силу специфіки роботи механізмів вантажопідйомних машин використовують трьохфазні асинхронні електродвигуни з фазовим ротором (контактними кільцями) типу MTF; рідше, при ненапруженій роботі потужністю до 7...8 кВт, з коротко замкнутим ротором типу MTKF. Для приводів малопотужних кранів, будівельних лебідок та електросталей використовують трьохфазні асинхронні коротко замкнуті електродвигуни загального призначення типу 4А, 4АС та їх вмонтоване виконання типу 4АB (коли статор вмонтований в барабан).

Визначення необхідної потужності двигуна в кВт:

де Q - номінальна маса вантажу (вантажопідйомність), кг;

g = 9,81 м/с- прискорення вільного падіння;

v_в- швидкість підйому вантажу, м/с;

- загальний коефіцієнт корисної дії: = 0,8...0,85, табл23,(5).

Вибір основних параметрів і основних розмірів електродвигуна.

Вибирають електродвигун з Додатку 1, табл..Д1.1 або (1, 2, 3, 5, 7), його характеристики (потужність, P; частоту обертання вала за хвилину, n_дв; момент пуску, M_пуск ; момент інерції ротора, I_р) та його розміри з (2) та Додаток 1, табл..Д1.2.

Приймаємо електродвигун 4А112МA6УЗ;

N=3.0 КВт; n=955 об/хв; Ммах/Мном=2,2; Мпуск/Мном=2,0; Ір=0,0175 кг/м

Вибір типу та кратності поліспаста.

Вибирають схему та тип поліспаста (простого або здвоєнного).

Вибираємо схему поліспаста а, здвоєного типу.

Викреслюють схему поліспаста та визначають його кратність, і .

;

Визначення найбільшого робочого зусилля в канаті поліспастної системи (біля барабана), в H:

,

де - коефіцієнт, що враховує тип поліспаста ( =1 - для простих поліспастів; =2 - для здвоєних);

- коефіцієнт корисної дії поліспастної системи: - коефіцієнт корисної дії поліспаста, - коефіцієнт корисної дії блока, встановленого на підшипниках кочення; t - кількість нерухомих направляючих блоків, рахуючи від барабана по канату до першого рухомого блока.

Визначення розрахункового розривного зусилля в канаті, вибір згідно Держнаглядохоронпраці його діаметра та інших параметрів:

;

Z=4,5.

;

де - мінімально допустимий коефіцієнт використання каната;

=6,9 мм; = 1568 МПа;

тип ЛК-Р, ГОСТ 2688-80; = 24010Н;

Визначення розмірів робочих та зрівнювальних блоків, та їх профілювання (рис.1).

Діаметр робочого блока по дну рівчака згідно норм Держнаглядохоронпраці визначають з формули:

;

= 20;

Схема профілю блока

мм.

Приймаємо = 140 мм.

Робочий діаметр блока по дну рівчака

 мм

Радіус рівчака

мм;

Приймаємо мм.

Висота рівчака

мм.

Приймаємо мм;

Ширина рівчака по поверхні обода

мм.

Приймаємо мм.

Ширина обода

мм.

Зовнішній діаметр блока

мм.

Діаметр зрівнювального блока по середній лінії каната.

мм; .

Приймаємо мм;

Вибір типу крюкової підвіски. Вибираємо схему крюкової підвіски.

Вибір та розрахунок однорогого кованого крюка.

Вантажні ковані крюки виготовляють з сталі 20, розмірами згідно ГОСТ 6627-74. Вибираємо номер крюка 5, вантажопідйомністю 1 тона. Основні розміри. Розрахункова схема крюка.

М16

d =20мм p=2мм

D=32мм



Переріз І-І розраховують на напруження розтягу (МПа) в різьбі:

МПа

52,3МПа

Переріз ІІ-ІІ розраховують як криволінійний брус.

МПа

МПа

Вертикальний переріз ІІІ-ІІІ розраховують на сумарне напруження:



Найбільше напруження виникає в точці C( внутрішніх волокнах) і визначаеться:

МПа

Напруження зрізу:

МПа

Допустиме напруження:

МПа

де =1,2...1,5- допустимий запас міцності, с.67,(7).

Розрахунок упорного підшипника.

Для запобігання скручування канатів поліспастної системи при провороті крюка, застосовується упорний підшипник

Осьове навантаження визначається:

,

де К_d=1,25 - динамічний коефіцієнт, згідно с.12,(5); - статична (таблична) вантажопідйомність, H.

H

=29988Н;

8204H; d=20; H=2; =40мм;

Визначення розмірів гайки. Висота гайки;

мм

де p - крок різьби, мм; - зовнішній діаметр різьби, мм; =30...35 МПа - допустиме напруження зминання.

Матеріал гайки сталь 45. Зовнішній діаметр гайки =1,8.

Діаметр опорної частини дорівнює зовнішньому діаметру упорного підшипника, 5мм.

Розрахунок поперечини (траверси).

Поперечина виготовляється з сталі Ст.4, сталі 20 та сталі 45 і розраховується на згин.

Розрахунок довжини поперечини при двох блоках

мм

Діаметр отвору під шийку крюка

мм.

Ширина поперечини

мм.

Згинаючий момент для небезпечного перерізу

H*м

Висота поперечини;

м

Приймаємо =25мм;

Загальна висота поперечини;

мм

де - висота упорного підшипника(див. розд. 1.7.3)

Діаметр цапфи мм. Приймаємо =28мм.

Розрахунок осі блоків нормальної підвіски.

Осі блоків виготовляють з сталей Ст..5, Ст..6, сталі 40 та сталі 45 з допустимим напруженням згину =120...140 МПа. При розрахунку осі навантаження приймають у вигляді зосереджених сил по лінії симетрії блоків. Розрахункові схеми осей показані на рис. 8.

Розрахункова схема осі.

Найбільші значення моментів згину в небезпечних перерізах осей

H*м

Діаметр осі

м

Приймаємо =30мм

Розрахунок сережки.

Сережки виготовляють із сталей Ст.З або сталь 20, для яких допустиме напруження розтягу [ур]= 100 МПа

Товщина сережки

м

Приймаємо д=6мм.

Перевірка на питомий тиск

МПа

Розрахунок підшипників блока.

Як правило, сучасні блоки встановлюють на підшипниках кочення (шарикових радіальних). Вибір підшипників, які обертаються з частотою n>10 об/хе здійснюють по діаметру осі, виходячи з динамічної вантажопідємності.

Частота обертання блока

Динамічну вантажопідйомність визначають

млн.об

Вибираємо номер підшипника: №-306; d=30; D=72; В=19; С=21560Н.

Розрахунок барабана.

Барабани бувають гладкі та нарізні. Нарізні барабани виконують з односторонньою нарізкою (в простих поліспастах) або здвоєною нарізкою (в здвоєних поліспастах). Матеріали для виготовлення барабана: СЧ15, сталь 25Л, сталь Ст 3.

Вибираємо барабан зі здвоєною нарізкою і матеріал сталь 25Л

Діаметр барабана по дну канавки

Діаметр барабана по дну рівчака;

мм

Розміри профілю рівчаків барабана.

Радіус рівчака мм

Глибина рівчака

Крок нарізки мм

Найменша кількість витків нарізки барабана при одношаровій навивці каната

Приймаємо =46

Довжина барабана:

Визначення товщини стінки барабана:

Сталевого:



Перевірка стінок барабана на стиск :

де [ ]=140 МПа - для сталевих барабанів.

Частота обертання барабана в об/хв:

де v_в - швидкість підйому вантажу в м/с, Dоб - діаметр барабана по центру канавки в м.

Розрахунок кріплення каната до барабана

Кріплення каната до барабана повинно бути надійним. Канати до барабана кріплять зовнішніми накладками (планками), внутрішньою прижимиою планкою та за допомогою клина. Перший спосіб кріплення найбільш розповсюджений Накладки виготовляються з одним отвором (рис. 12). Матеріал накладок сталь Ст.З. Основні розміри планок наведені в табл. 2.

Кількість накладок визначають розрахунком: але згідно норм Держ-наглядохоронпраці, повий ш путі на менше двох. Розміщення накладок на барабані встановлюють конструктивно.

Розміри накладок :

; ; ; ; ;

Визначення натягу каната біля планки.

,

де Fk - див. розділ 1.4; f- коефіцієнт тертя між канатом та барабаном: f = 0,1...0,16 (с.67,[7]).

а - кут обхвату канатом барабана.

Згідно норм Держнаглядохоронпраці при нижньому положенні вантажозахватного пристрою на барабані повинно залишитись навитими не менше 2 -1.5 витків каната; не рахуючи витків під накладками. Цьому відповідає кут а = Зр; е=2,72 - основа натурального логарифму

Розрахункова схема кріплення.

Визначення сипи затяжки шпильки {болта).

fі - коефіцієнт тертя між канатом і планкою: f₁=f - для круглих канавок накладки; К - коефіцієнт.

Значення К можна взяти з Додатку 8, табл.Д8.

Перевірка шпильки {болта) на міцність.

Розміри шпильки (болта) приймають: довжину - конструктивно; зовнішній діаметр в залежності від діаметра отвору накладки.

При затяжці та роботі кріплення каната до барабана шпилька (болт) сприймають розтяг, кручення та згин.

Сумарне напруження при цьому :

,

де d1- внутрішній діаметр різьбі: шпильки (болта) в мм; К_н 1,5 - коефіцієнт надійності кріплення, с.66[7]; К₃ = 1,3- коефіцієнт, що враховує напруження кручення при затяжці шпильки, с.67,[7]; l_с - плече силі: в мм (див. рис. 13); [у_р] -допустиме напружеішя розтяіу для матеріалу шпильки в МПа.

,

де ут -межа текучості матеріалу в МПа; [S] - потрібний коефіцієнт запасу.

Статичний крутний момент на валу барабана в Нм.

де Юб= 0,99 - коефіцієнт корисної дії барабана; Fk і а- див. розд. 4, а Dоб - розд.8.2.

Розрахунок приводу механізму підйому.

Механізми підйому (рис. 14) переважно складаються з циліндричних зубчастих передач у вигляді двохстутгінчасгнх редукторів. Для електроталей (рис.14,а) використовукль спеціальні редуктори - циліндричні двохступінчасті співосні вертикального виконання (рис.15). Дія приводів {рис. 14.6) використовують циліндричні двохступінчасті редуктори типу Ц-2 або РМ.

Схема механізму підйому

Необхідне передаточне число приводу.

Для талей проводиться розбивка загального передаточного числа редуктора по ступеням.

Для забезпечення приблизне однакового погруження зубчастих коліс швидкохідної та тихохідної ступеней в масляну ванну потрібна іриблизна рівність, діаметрів ділильних коліс dd2= dd1 ,що може бути досягнуто при Uш >Uт. Тут Uш і Uт - відповідно передаточні числа швидкохідної та тихохідної ступеней.

Передаточне число швидкохідної (першої) ступені можна визначити за формулою:



Передаточне число тихохідної (другої) ступені:

Номінальний крутний момент на проміжному валу 2

де Ю = 0,975 - коефіцієнт корисної дії зубчастої передачі однієї ступені і пари підшипників кочення.

Номінальний крутний момент на швидкохідному валу І:

Розрахунок закритих зубчастих передач редуктора.

Закриті зубчасті колеса редуктора розраховують на витривалість по контактних напруженнях та перевіряють міцність зубців на згин [1, 3, 4, 5]. Зубчасті колеса виготовляють з сталей 40, 45, 50, 40Х, 40ХН з відповідною термообробкою [1, 5]. Твердість поверхні шестерні повинна бути більшою за колесо на 20...ЗО одиниць НВ, с. 36,[5]. Розрахунок двохступінчастої співосної зубчастої передачі починають з тихохідної прямозубої ступені.

Вихідні дані для розрахунку тихохідної передачі заносяться в таблицю:

Вибір матеріалу та допустимих напружень .

Допустиме напруження на контактну витривалість.

;

де уHlimb - границя контактної витривалості поверхні зубців, відповідно базовому числу циклів зміни напружень Nно, табл. 3.17,[1]; S_Н - коефіцієнт безпеки (запасу міцності), враховує вид термообробки та характер навантажень, с.75,[І]; Z_К -коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, вибирають з табл.3.ї8,[1]; Z_У -коефіцієнт, що враховує колову швидкість. В попередніх розрахунках Zу =1

К_HL -коефіцієнт довговічності, що враховує час служби та режим навантажень передачі:

Тут N_но - базове число циклів та m - показник степені кривої витривалості, вибирають з табл.6 , (5}; Nне - еквівалентне (сумарне) число циклів (навантажень) зміни напружень за прийнятий час роботи деталі.

;

; n=1480,0;

де n - частота обертання вала , об/хвг, є - відносний час включення механізму (режим роботи); Lh - кількість годин роботи деталі при заданому терміну роботи, вибирають з табл. 13 та 14,(5); цпр - коефіцієнт приведення до розрахункового числа наванггажешг. с.27.(5). Дія показника степені кривої витривалості m=6:

;

де К_п і К_в - коефіцієнти використання крана, табл. 15,[5].

Еквівалентне число циклів зміни напружень інших валів:

Тут Uj-i - передаточне число між відповідним I та валом j. Допустимі контактні напруження визначають для шестерні [ун]ш та колеса [ун]к. Для розрахунку передачі використовують менше з двох отриманих допустимих напружень

Дійсні напруження на контактну витривалість :

Тихохідна ступінь:

;

Швидкохідна ступінь:

Z=25;

Отже умова міцності на контактні напруження виконується для всіх зубчастих коліс і шестерень.

Допустиме напруження на згин

уFlimb - границя витривалості зубів при згині, відповідно еквівалентному числу зміни напружень NFO табл. З.І9,[1], в залежності від термообробки та твердості; Кнс - коефщіеет, що враховує характер прикладеного навантаження. табл.3.20,[1]; Кц - коефіцієнт довговічності.



При умові NFENFO беруть КFL=1; Yr=1 - коефіцієнт, що враховує шорсткість перехідної поверхні зубця в залежності від способу обробки, с.79,[1]; YS=1 коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напружень, при проектному розрахунку див. с.77,(1|; SF - коефіцієнт безпеки (запасу міцності). табл. 11,[5], залежить від режиму роботу, характеру навантажень та типу заготовки (прокат, поковка чи литво).

Допустимі напруження при згині визначають для шестерні та для колеса Тихохідна ступінь:

Швидкохідна ступінь:



Тут m=6 - показник степені кривої витривалості при згині при HB 350, с.77,[1], NFO = 4*10⁶ - базове число циклів зміни напружень, с.77,[і], NFE - еквівалентне число циклів зміни напр^кень, визначається як раніше Умови міцності на згин виконується.

Визначення мінімальної міжосьової відстані редуктора електроталі.

Мінімальну міжосьову відстань тихохідної ступені редуктора слектроталі визначають із умов контактної втоми поверхні зубів.

;

де Uт- передаточне число тихохідної ступені, (див. розд. 12. 4); М2 - момент проміжному валу (див. Розділ 12.5 ) - допустимі контактні напруження (див розділ 12.7.3); коефіцієнти KHB, шha вибираються із [1, 3 або 4].

Вибір муфт та їх перевірочний розрахунок.

Для з'єднання валів двигуна та редуктора (рис. 14,6) використовують втулково-пальцьову або зубчасту муфти з гальмівним шківом. Вибір муфт та їх перевірочний розрахунок наведені в [5],с.98...10І; |7], С.92...93.

Для з'єднання вала двигуна талі з редуктором застосовують втулкову муфту з шліцьовим з'єднанням, а для з'єднання барабана з редуктором використовують зубчасту муфту (рис. 14,а)

Вибираємо зубчасту муфту №5:



Перевірка двигуна на перенавантаження в період пуску.

Вибраний електродвигун перевіряють на перевантаження в період пуску, коли вал двигуна навантажується, крім статичного і динамічними моментами від поступального руху вантажу, а також обертального руху мас приводу. Перевантаження електродвигуна оцінюють коефіцієнтом перевантаження

де М_пуск. пусковий момент на валу двигуна, Нм; Мн - номінальний момент на валу двигуна Нм: -табличне значення коефіцієнта перевантаження.

де Q - див. розділ.2.1, D_oб - в м, див., розд.8.2, nдв - див. розд.2.2; іп - див. розд.3.2; u_м - див. розд.12; Ю_заг- див. розд,2.1; І_Р - динамічний момент інерції ротора, кгм²; д=1.1...1.2- коефіцієнт, що враховуючий динамічний момент інерції деталей приводу (від вала двигуна до вала барабану); tп - час пуску (розгону) механізму, приймається tп, де vв- див. розд.2.1 і знаходиться в межах tп=1..2с, с.31,[5].

де Pдв і nдв - див. розд.2.2.

Розрахунок гальм.

В механізмах підйому використовують переважно колодкові гальма, а також дискові та стрічкові. Усі гальма, крім стрічкових, як правило, встановлюють на швидкохідному валу привода.

Розрахунок колодкового гальма для електроталі (рис)

Схема колодкового гальма для електроталі.

Визначення гальмівного моменту .

Діаметр гальмівного шківа .

Колова сила

Сила тиску колодки на шків.

Визначення сили замикаючої пружини, що діє па кожен з двах важелів.

мм

c=17…30мм

Визначення сили розмикання .

Необхідна сила електромагніта.

Де d - розмір ексцентрика, конструктивно d=10...15 мм; плече l=2.4a; К.К.Д. важільної системи Ювг=0,85...0,95; mв=0,2...0,4)кг - маса важіля ,що з"єднає якір електромагніту типу МИС з розмикаючим ексцентриком.

Необхідний хід якоря електромагніта.

де е= (0.6... 1)мм - величина зазору при відході колодок від шківа, с.548,[7].

Визначення ширини колодки.

де H_k=0.56D_гш -висота колодки, що відповідає куту обхвата колодкою шківа б=70?, [q]=0,4 МПа - допустимий питомий тиск між фрикційною накладкою та поверхнею шківа. Електромагніт типу МИС вибирається з Додатку 4, табл.Д4.1

2. Розрахунок механізму пересування крана

Складається розрахункова схема для визначення найбільшого навантаження н ходове колесо

При цьому розрізняються конструкції візків для електроталей, візків типу мостових кранів і самих кранів.

Визначається маса візка або крана.

для електросталей:



Визначається найбільше навантаження на ходове колесо. Для візків талі (рис. 1.) та мостового крана (рис. 1.)

де g= 9,81 м/с²; Z_k= 4 - число ходових коліс; K=(0.7..0,8) - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження на ходові колеса; mb i Q -див. розд 1,2.

Вибір та розрахунок ходових коліс і котків

Вибір типу ходових коліс і котків.

Ходові кранові колеса виготовляють з циліндричним, конічним і опуклим ободами, з двома та одною ребордами або безребордмі показані на рис.1.2

Ходові колеса і котки виготовляють із сталей 45, 55Л, 65Г та інших.

Розміри ходових коліс діаметр {Dk) і ширина {В) ; ходової частини вибираються в залежності від навантаження Fk(H), режиму роботи ТВ% і швидкості пересуванн крана (візка) vв і v_к, в м/хв.

Вибираємо конічні одноребордні котки з розмірами:

Основні розміри: R=160; В=55; Н=15.

Перевірочний розрахунок робочих поверхонь ходових коліс. Робочі поверхні ходових коліс перевіряються на контактні напруження у_и в Мпа. При лінійному контакті колеса з плоскою опорною поверхнею катання (рис.1.8,а,б,в)

де D_к і b_r, в мм - див.розд 1,4,1; Р_к- див.розд.1.3; K_f - коефіцієнт, який враховує вплив тертя на роботу опорних коліс: при ТВ = 15% - К_f = 1,0; при ТВ = 25% К_f =1,04...1,06; ТВ = 40% - К_f = 06...І,10; К_н-2 - коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині рейки. К_g - косфіцієт дннамічності: при v<1,0 м/с - К_g=1.0; при v = 1,0...1,5 м/с - K_g=1,1; при v = 1,5..3,0 - К_g=1,2; при v>3,0 м/с - K_g = 1,3, де - швидкісгь пересування візка або крана.

Розрахунок валів (осей) ходових коліс.

Виконується по відомій із деталей машин методиці на несучу статичну здатність [9] або [2]. с.138, 196.

d_ц=0,2D_к=0,2·160=32мм

Розрахунок підшипників кочення ходових коліс.

Виходячи з d_ц вибираємо радіально-упорний кульковий однорядний підшипник середньої серії № 66305: С₀=17600 Н, С=711600 Н, d=32мм, D=55мм, В=17 мм, n=1000 об/хв

Визначення сили опору пересування візка.

В загальному випадку сила опору пересування візка складається з сили опору тертя в ходових частинах, від переносу і нахилу шляху, від вітрових навантажень.

В даному випадку силу опору пересування візка визначають лише від тертя в ходових частинах коліс, нехтуючи іншими. Для вантажних візків сила опору F_оп в Н визначається:

К=0,3; f=0,015;

де F_к - див.розд.4.2.3; z_К =4; - число ходових коліс; d_ц і D_к - див.розд. 4.2.4.3;

f- коефіцієнт тертя в підшипниках, див. табл.26,[3];

К- коефіцієнт тертя кочення, в мм вибирається ізтабл.7,[2]; К=0,3мм;

К_Р- коефіцієнт, який враховує тертя реборд, вибирається з табл.28,[3];

2.6. Визначення необхідної потужності електродвигуна при усталеному русі.

де V - швидкість пересування візка м/с: V=V_в; з_з - загальний коефіцієнт корисної дії: з_з=0,8…0,9- табл.23,[4]; F_оп -див.розд.4.2.5.

Вибір основних параметрів і розмірів електродвигуна.

Орієнтуючись на значення Р_н (див.розд.4.2.6) вибирають електродвигун із [4], виписують його характеристики: потужність Р_н ,частоту обертання вала n_д, максимальний момент М_мах, динамічний момент інерції ротора І_р та його основні розміри.

Вибираємо електродвигун MTH 612-10: Р_дв=70кВт, n_д=580 об/хв, М_мах=32Нм, І_р=0,0534 Н·м², L=170 мм, Н=315 мм, В₁=520 мм, d=90 мм

Вибір кінематичної схеми приводу візка.

Кінематична схема приводу візка залежить від його конструкції.

Рис.2.3.Кінематична схема приводу візка

Визначення загального передаточного числа приводу та вибір серійного редуктора.

де n_д - частота обертання вала двигуна в об/хв, див.розд. 4.2.7; n_хк - частота обертання ходових коліс в об/хв.

де V, в м/хв - див.розд.2.6; D_к в м - див.розд.4.2.4.1.

Вибір серійного редуктора здійснюється з [5] за такими даними: U₃; ТВ%; n_д виходячи з того, що потужність на першому валу редуктора рівна або більша необхідної потужності привода (Р₁ ?Р_н).

Вибираємо редуктор Ц2-250, u₃=9.8.

Перевірка приводних коліс на зчеплення з рейками при пуску.

Необхідний запас зчеплення приводних коліс з рейками характеризується коефіцієнтом запасу зчеплення.

де М_зч - момент сил зчеплення ходових коліс з рейками, в Нм; М_пр - момент на приводних колесах при пуску, в Нм: момент сил зчеплення ходових коліс з рейками

де F_пр- навантаження на ходові приводні колеса в Н; f_о=0,15...0,20- коефіцієнт зчеплення приводних коліс з рейками, див.с.335,[4]; D_к в м - див.розд.4.2.4.1.

F_пр=2·F_к=2·5031=10062 Н,

де F_к- див.розд.4.2.3;

момент на приводних колесах при пуску:

М_пр=М_мах·U₃·з_з=32*9.8*0,85=266 Нм,

де М_мах,в Нм-див.розд.2.7.; U₃- див.розд.2.9.; з_з- див.розд.2.6

Вибір муфти.

Для з'єднання валів двигуна і редуктора використовують зубчасту муфти з гальмівним шківом:



Для з'єднання вихідного вала редуктора з валом ходових коліс приймають зубчасту муфту її перевіряють на знос зубців по питомому тиску q в МПа -

де М_р - розрахунковий момент, в Н*м; Ь - довжина зуба, в мм; m-модуль зачеплення, в мм; z - число зубців.

де М - робочий момент, де встановлена муфта; -- коефіцієнти, які враховують степінь відповідальності та режим роботи механізму, де встановлена муфта.

Визначення величини розрахункового гальмівного моменту та вибір гальма.

Величина розрахункового гальмівного моменту в Н·м:

де F_оп в Н - див.розд.2.5.; D_к в м- див.розд.2.4.; U₃- див.розд.2.9.; І_р в кг·м²- див.розд.2.7.; І_м-- динамічний момент інерції муфти в кг·м²; t_г- час гальмування в с, приймається t_г=(2...4) с; m₁ -маса візка m_в в кг

Згідно величини гальмівного моменту М_г вибирається гальмо та його основні розміри, з: С.515...521, [3]; с.316,[4].

Вибираємо колодкове гальмо перемінного струму типу ТКГ-500: ширина гальмівної колодки В=200 мм, діаметр гальмівного шківа D=500 мм, відхід колодки 0,4 мм, тип магніту МО-100Б.

Вибір та розрахунок буферних пристроїв

Для обмеження ходу візка використовуються упори, що встановлюються на кінцях шляху. Візки забезпечуються буферами - пристроями, що пом'якшують удари при наїзді їх на упори. Буферні пристрої по виду пружного елементу діляться на: дерев'яні, гумові, пружинні, пружинно-фрикційні та гідравлічні.

Швидкість візка в момент наїзду на упори може бути значно знижена роботою гальма при вимкнутому електродвигуні кінцевим вимикачем.

Кінцевий вимикач встановлюється таким чином, щоб вимикання струму проходило на відстані до упору, рівним, не менше половині шляху гальмування. Гальмівний шлях в м наближено визначається з виразів: l=V²/4200 - при половині приводних коліс; l=V²/8400 - при всіх приводних колесах, де V в м/хв - див.розд.2.6.

Досить широке застосування отримали пружинні буфери, котрі прості за конструкцією і надійні в роботі (рис. 4.2.5).

Рис. 2.4. Пружинні буфери

При розрахунку пружинного буфера допускають, що кінематична енергія візка переходить у потенціальну енергію пружної деформації пружини, звідки розрахункова сила в Н пружини буфера буде:

де m- маса візка з вантажем, кг; V_y- швидкість на початку удару в м/с: V_y=(0,4...0,5)V, V--див.розд.2.6; z_б- число паралельно працюючих буферів, z_б=2; а- шлях після удару, або деформація пружини в м. При виконанні курсового проекту пропонується величину деформації пружини буфера приймати а=50...75 мм, приймаємо а=75 мм.

Довжина пружини :

Приймаємо L=110мм .

Техніка безпеки

Для безпечної експлуатації крани обладнують спеціальними пристроями. У підйомних механізмах встановлюють кінцеві вимикачі, які при підході вантажу до крайнього верхнього (або нижнього) положення автоматично зупиняють механізм внаслідок розмикання електричної мережі.

Застосовують такі типи кінцевих вимикачів: важільний і кнопковий для однобічного обмежування ходу та шпиндельний гвинтовий - для двобічного.

Обмежувач висоти підйому з електричним привидом. На крановому візку встановлено кінцевий вимикач, з'єднаний канатом з важелем із затискачем, які забезпечують замикання контактів кінцевого вимикача. При підніманні гакової підвіски у верхнє положення важіль піднімається, розриває контакти кінцевого вимикача і розмикає мережу подачі струму на електродвигун.

Застосовуються також обмежувачі висоти підйому з редукторним приводом, які відмикають двигуни при повороті вала кінцевого вимикача на певний кут. Передача руху від вала-барабана до кінцевого вимикача через редуктор.

Крани обладнують обмежувачами вантажопідйомності, які автоматично вимикають двигун механізму підйому, якщо вага вантажу перевищує вантажопідємність крана до 20%. У кранах з гідравлічним приводом обмежувачем вантажопідємності є запобіжний клапан.

Згідно з правилами, передбачено установлення кінцевого вимикача на крані на такій відстані, щоб при зупинці гака (без вантажу) в кінці підйому відстань між металоконструкцією і гаковою підвіскою була меншою ніж 200мм -у кранів і 50мм -у електроталей.

На кранах і візках передбачено буфери (пружинні, гідравлічні), а при швидкості пересування візка або моста понад 32 м/хв в кінці колії встановлюють кінцеві вимикачі.

Література

Методичні вказівки до виконання курсового проекту з курсу "Вантажопідйомні, транспортуючі та транспортні машини" (розділ "Розрахунок механізму підйому") для студентів спеціальностей 7.090.214 та 6.090.200 /Гончарук О.М., Стрілець В.М., Похильчук І.О.-Рівне: РДТУ,2000.-36с.

Методичні вказівки до виконання курсового проекту з вантажопідйомної, транспортуючої і транспортної техніки (Розділ "Розрахунок механізмів пересування кранів") для напрямку підготовки спеціалістів "Інженерна механіка" студентів стаціонарної і заочної форм навчання/ Гончарук О.М., Стрілець В.М., -Рівне: УДУВГП,2002.-26с.

Расчёты грузоподъёмных и транспортирующих машин / Ф.К.Иванченко, В.С.Бондарев, Н.П.Колесник, В.Я.Барабанов. - К.:Вищ.шк., 1978. - 576с.

Павлов Н.Г. Примеры расчёта кранов. -Л.:Машиностроение, 1976. - 320с.

Справочник по краном. В 2-х томах. Под.ред.М.М.Гохберга. - Л.:Машиностроение, 1988. - т.2. - 556с.

Кузьмин А.В., Марон Ф.Л. Справочник по расчетам мєханизмов подьемнотранспортных машин. - Мн.: Выш. шк.., 1983. - 350 с.

Правила будови і безпечної експлуатації вантажопідіймальних кранів. Державний нормативний акт про охорону праці ДНАОП №0-1,03,93 - К., 1993.-260с.

Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцев Б.С.. Расчеты деталей машин: Справ. пособие - Мн.: Выш. шк., 1986. - 400 с.

Киркач И.Ф., Баласанян Р.А, Расчет и проектирование деталей машин. - X.: Основа,1991. - 276 с.

Размещено на Allbest.ru