Расчет механизма подъема мостового крана

РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА МОСТОВОГО КРАНА

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

Расчет механизма подъема мостового крана

1. Выбор кинематической схемы механизма подъема

2. Выбор полиспаста, каната, диаметра барабана и блоков

3. Выбор и проверочный расчет крюковой подвески

3.1 Выбор и проверочные расчеты крюка

3.2 Гайка крюка

3.3 Упорный подшипник

3.4 Траверса крюка

3.5 Выбор подшипников блоков

4. Расчет узла барабана

4.1 Определение конструктивных размеров барабана

4.2 Расчет крепления каната к барабану

4.3 Расчет оси барабана

4.4 Расчет оси барабана на статическую прочность

4.5 Выбор подшипников оси барабана

5. Расчет мощности двигателя и выбор редуктора

6. Расчет тормоза

7. Выбор муфты

Список использованной литературы

Приложения

ВВЕДЕНИЕ

Тема курсовой работы «Расчет механизма подъема мостового крана» по дисциплине «Подъемно-транспортные механизмы и машины»

Мостовой кран предназначен для выполнения погрузочно-разгрузочных работ. Он перемещается по рельсовым путям, расположенным на значительной высоте от пола.

Мостовой кран состоит из грузоподъемной тележки, включающей механизм подъема, грузозахватное устройство, механизм передвижение, и из моста 4, представляющего собой две сплошные (или решетчатые) фермы, присоединенные к концевым балкам, в которые вмонтированы приводные и не приводные колеса. Механизм передвижения моста и имеет привод от одного или двух двигателей.

Цель работы - рассчитать механизм подъема крана общего назначения, имеющего:

- грузоподъемность Q = 8,0 тс;

- наибольшую высоту подъема Н = 8 м;

- скорость подъема груза V = 0,46 м/с;

- режим работы - легкий.

1. Выбор кинематической схемы механизма подъема

Кинематическая схема механизма подъема представлена на рис. 1.

Рис.1.Кинематическая схема механизма подъема

Электродвигатель соединен с цилиндрическим редуктором и барабаном при помощи муфт; полумуфта со стороны редуктора выполнена с тормозным шкивом, на котором установлен колодочный тормоз. Редукторы могут выполняться с валами по обе стороны для различной компоновки механизмов подъема. На барабан наматывается канат полиспаста с грузозахватным приспособлением.

В механизме подъема с непосредственной навивкой каната на барабан обычно применяют сдвоенный полиспаст, при использовании которого обеспечивается вертикальное перемещение груза, одинаковая нагрузка на подшипники барабана и на ходовые колеса тележки независимо от высоты подъема груза. Для крана грузоподъемностью 8 тс принимаем сдвоенный полиспаст (а = 2) кратностью u = 2 (приближенно кратность полиспаста можно выбирать по табл. 1).

Таблица 1

Кратность полиспаста U при различных грузоподъемностях

2. Выбор полиспаста, каната, диаметра барабана и блоков

Максимальное напряжение в канате, набегающем на барабан, при подъеме груза определяется по формуле

(2.1)

где Z - количество ветвей, на которых висит груз;

Z=u ·a=2 ·2=4

η_П - КПД полиспаста

(2.2)

где η_δ - КПД блока с учетом жесткости каната, η_δ = 0,975

Канат выбираем по разрывному усилию (приложения 1-4)

S_р ≥ S_МАХ · n_k, (2.3)

n_k - коэффициент запаса прочности каната, зависит от режима работы; n_k = 5.

S_p = 20284,0 ·5 = 101420 H

Таблица 2

Коэффициенты запаса прочности каната n_k для грузовых канатов

Выбираем канат марки ТЛК - 0 6х31(1 + 6 + 15 + 15) + 1о.с., ГОСТ 3079-80. (приложение IV). Диаметр d_k = 13,5 мм.

Расчетная площадь сечения F_k = 68,21 мм^2.

Расчетный вес 6565 Н.

Маркировочное сопротивление σ = 1800 Н /мм². S_p = 101500 Н.

Диаметр блока (рис.2) и барабана по центру наматываемого каната

D_БЛ ≥e ·d_k, (2.4)

где е - коэффициент, зависящий от режима работы и типа грузоподъемной машины; [1, табл. 12, с.58].

Таблица 3

Наименьшие допускаемые значения коэффициента е

Для легкого режима работы принимаем е = 20

D_БЛ = 20 ·13,5=270 мм

Диаметр блока и барабана по центру канавки

D≥ (е -1) = (20-1) ·13,5 =256 мм

Принимаем D = 400 мм (приложение V).

Рис.2 Блок

Диаметр уравнительного блока

D_y = (0,6 - 0,8) ·D = 0,8 ·400 = 320мм

Блоки изготавливают из чугуна СЧ 15.

3. Выбор и проверочный расчет крюковой подвески

3.1 Выбор и проверочные расчеты крюка

По номинальной грузоподъемности Q = 8 тc и режиму работы выбираем крюк однорогий тип А №15 ГОСТ 6627-74 (приложение VII). Крюк (рис.3) изготовлен из стали 20, имеющей предел прочности σ_B = 420 MПa, предел текучести σ_Т = 250 МПа, предел выносливости σ_-1 =120 МПа. Резьба шейки

М 52, минимальный диаметр d_В = 46,587 мм, t = 5 мм [3, с.218]. Остальные размеры заготовки крюка выписываются из приложения VI.

Рис.3. Крюк однорогий

В сечении I-I крюк рассчитывают на растяжение

(3.1)

МПа ≤[σ]=50…60 МПа

В сечении А-А рассчитывают как кривой брус, нагруженный эксцентрично приложенным усилием

(3.2)

где F - площадь сечения А-А

·h₀

мм,=2…4;b₁=24 мм, =, мм

е₂ – расстояние от центра тяжести сечения до внутренних волокон

е₂=мм

k – коэффициент, зависящий от кривизны и формы сечения крюка

k =

r – расстояние от центра приложения нагрузки до центра тяжести сечения

r = мм

= 95мм – диаметр зева крюка

l₁ – расстояние от центра тяжести сечения до нагруженных волокон

е₁=h₀-е₂=90-38,5=51,5мм

k=

σ_II=МПа

Напряжение в сечении А'–А' определяется, когда стропы расположены под углом α= 45⁰ к вершинам,

Q₂= tgα=tg45^о=40000Н

Наибольшее растяжение внутренних волокон в сечении А'–А'

σ_III=МПа

Касательное напряжение в сеченииА'–А'

τ= МПа

Суммарное напряжение в сеченииА'–А'

σ = ==102,8 МПа

Допускаемое напряжение для стали 20

[σ]МПа

n_Т – запас прочности по пределу текучести; n_Т = 1,5.

Условие прочности соблюдается, σ < [σ].

3.2 Гайка крюка

Высота гайки, имеющей трапецеидальную резьбу, должна быть не менее:

Н=, (3.3)

где t – шаг резьбы, d₂ – средний и минимальный диаметры, мм;

p – допускаемое напряжение на смятие, сталь по стали p = 30,0…35,0 МПа

(материал гайки сталь 45).

Высота гайки для метрической резьбы:

Н = 1,2d₂=1,2. 52=62,4 мм

Высота гайки с учетом установки стопорной планки (высотой 4..8 мм) принимается Н = 70 мм.

Наружный диаметр гайки

D_н= 1,8^.d₂=1,8^. 52=93,6 мм

Принимаем 95 мм.

3.3 Упорный подшипник

Для крюка диаметром шейки d₁ =55 мм выбираем упорный однорядный подшипник легкой серии 8211 (приложение XVI, ГОСТ 6874-75), С₀=129000Н. Расчетная нагрузка Q_p на подшипник должна быть равна или менее статической грузоподъемности С_0.

Q_p=k. Q

k = 1,2 – коэффициент безопасности [1, с. 471, приложение Х ]

Q_p=1,2. 80000=96000 Н <С₀ = 129000 Н

Оставляем подшипник легкой серии 8211. Выписываем его основные геометрические размеры.

3.4 Траверса крюка

Траверса крюка (рис.4) изготовляется из стали 45, имеющей:

σ_в=610МПа;σ_т=450 МПа, σ_-1=250 МПа.

Траверсу рассчитывают на изгибе при допущении, что действующие на неё силы сосредоточенные; кроме того, считают, что перерезывающие силы незначительно влияют на изгибающий момент.

После конструктивной проработки или из приложения VIII определяют расчетные размеры, т.е. расстояние между осями крайних блоков b = 200 мм, мм. Расчетная нагрузка на траверсу такая же, как и на упорный подшипник

Q_p=96000 Н.

Рис.4. Траверса крюка

Максимальный изгибающий момент

M_u= Н.мм

Момент сопротивления среднего сечения из условия прочности на изгиб

W=.

Допускаемое напряжение при переменных нагрузках

МПа

[σ]=60,0…100,0 МПа. Принимаем [σ]=90 МПа.

W=

В то же время момент сопротивления среднего сечения траверсы определяется по формуле:

W= .

Диаметр сквозного отверстия для заготовки крюка (см. рис.4)

d₂ = d₁+мм

где - диаметр заготовки крюка.

B₁ – ширина траверсы, назначается с учетом нагруженного диаметра D₁ посадочного гнезда упорного подшипника (см. геометрические размеры упорного подшипника).

B₁=D₁+мм

h – высота траверсы

h===82,5 мм.

Изгибающий момент в сечении Б-Б

М_иП = Нмм

Минимальный диаметр цапфы под подшипником из условия прочности на изгиб

d= = 58,5 мм

Принимаем d=60 мм.

3.5 Выбор подшипников блоков

Эквивалентная нагрузка на подшипник

P =(3.4)

где Р₁, Р₂,…, Р_n – эквивалентные нагрузки,

L₁, L_2, …, L_n – номинальные долговечности (согласно графика загрузки, рис. 5)

Рис.5. График загрузки для легкого режима

Для радиальных подшипников:

P=

где F_r–радиальная нагрузка,

F_а – осевая нагрузка, F_а=0;

X,Y – коэффициенты радиальных и осевых нагрузок, для однорядных шарикоподшипников при

V – коэффициент вращения; при вращении наружного кольца V=1,2;

k - коэффициент безопасности; k=1,2;

k_t- температурный коэффициент k_t=1.

F_r1 = Н

F_r2 = 0,095. F_r1=0,095^. 20000=1900 Н

F_r3 = 0,05^.F_r1=0,05^.20000=1000 Н

Р₁ =1^. 1,2^.20000^.1,2^.1=28800 Н

Р₂ =1^.1,2^.1900^.1,2^.1=2736 Н

Р₃ = 1^.1,2^.1000^.1,2^.1=1440 Н

Долговечность подшипников номинальная и при каждом режиме нагрузки

L= ,

где L_h- ресурс подшипника L_h=1000 (табл. 4).

Таблица 4

Ресурс деталей грузоподъемных машин

n – частота вращения подвижного блока крюковой подвески

n =

L = млн. об.

L₁= 0,4L=0,4^. 1,32=0,528 млн. об

L₂ = L₃=0,3L=0,3^.1,32=0,346 млн. об.

P==13390 Н

Динамическая грузоподъемность

C=L^1/αР,

α = 3для шарикоподшипников (3,33 для роликовых).

С= 1,32^1/3. 13390=14690 Н

Для данного диаметра цапфы d=60 мм по динамической грузоподъемности выбираем шариковый подшипник радиальный однорядный легкой серии №212 ГОСТ 8338 d= 60 мм, D=110 мм, В=22 мм, С= 41100 Н.

4. Расчет узла барабана

4.1 Определение конструктивных размеров барабана

Принимаем барабан диаметром D=400 мм.

Расчетный диметр барабана D_б=413,5 мм.

Рис.6 Профиль канавок барабана

Длина каната, наматываемого на одну половину барабана,

L_k=HU=8,0^.2=16 м

Число витков нарезки на одной половине барабана

z=

Длина нарезки на одной половине барабана

l_н=z.t_н

где t_н – шаг нарезки барабана, мм (приложение IX).

l_н=14^.16=224 мм

Полная длина барабана

L_б= 2_Г,

где l₃ – длина участка с каждой стороны барабана, используемая для закрепления каната,

l₃= 4^.t_Н = 4^.16=64 мм

l_Г – расстояние между правой и левой нарезкой

l_Г = b-2h_mintgα

_min – расстояние между осью барабана и осью блоков в крайнем верхнем положении (определяется конструктивно).

Α – допустимый угол отклонения набегающей на барабан ветви каната от вертикального положения α = 4_…6˚

b – расстояние между осями ручьев крайних блоков b = 200 мм

l_Г = 200-2^.650^.tg4˚ = 109 мм

Принимаем l_Г = 110мм

_б = 2(224+64)+110=686 мм

Барабан отлит из чугуна СЧ15 с σ_В =700 МПа.

Толщина стенки барабана

δ =

где

[σ]_сж= МПа

к – коэффициент запаса прочности для крюковых кранов к =4,25 [1, с. 475, приложение XV].

δ = мм

Толщина стенки должна быть не менее 12 мм и может быть определена для чугунного барабана по формуле

δ = 0,02D+(0,6 _… 1,0)=0,02^. 400+8=16 мм

Крутящий момент, передаваемый барабаном,

М_кр= 2S_max^.Н^. мм

Изгибающий момент

М _и = S_max^. l´ = 20284^. 288=4,36·10⁶ Н. мм

l´- расстояние до среднего торцевого диска, l´ = 288мм

Сложное напряжение от изгиба и кручения

σ =

где W – эквивалентный момент сопротивления поперечного сечения барабана

W = 0,1мм³

φ – коэффициент приведения напряжения; φ = 0,75.

σ = МПа

4.2 Расчет крепления каната к барабану

Принята конструкция крепления каната к барабану прижимной планкой, имеющей трапециевидные канавки. Канат удерживается от перемещения силой трения, возникающей от зажатия его между планкой и барабаном болтами (шпильками). Начиная от планки, предусматривают дополнительные витки (1,5 … 2), способствующие уменьшению усилия в точке закрепления каната.

Натяжение каната перед прижимной планкой

S_Б =

где е = 2,72

f – коэффициент трения между канатом и барабаном f = 0,10 _…0,16

α – угол обхвата каната барабаном, принимаем α =4π

S_Б = Н

Суммарное усилие растяжения болтов

P =

где f₁ – приведенный коэффициент трения между планкой и барабаном; при угле заклинивания каната 2β =80˚

f₁ =

P = Н

Суммарное напряжение в болте при затяжки креплений с учетом растягивающего и изгибающего усилий

σ_С =<[σ_р]

где n – коэффициент запаса надежности крепления каната к барабана n ≥ 1,5 принимаем n = 1,8;

z =2 – количество болтов;

мм – плечо прижимной планки;

Р_и – усилие, изгибающие болты,

Р _и = Рf₁=4510. 0,233=1050 Н

d₁ – внутренний диаметр болта d₁ =18,753 мм (М 22)

[σ_р] – допускаемое напряжение для болта

[σ_Р]= МПа

σ_с = МПа <σ _р=117,3МПа

4.3 Расчет оси барабана

Ось барабана изготовлена из стали 45 с пределом прочности σ_В = 610 МПа

Размеры выбираем конструктивно:

а=200 мм l_В = 200 мм

b =110 мм l_С = 1020 мм

l = 1330 мм l_Д = 465 мм

Определяем реакции в опорах

R_A = Н

R_B = 2 S_max – R_A = 2^. 20284-17530=23040 Н

Рис.7. Схема к расчету оси барабана

Усилие, действующее со стороны ступицы на ось,

R_D= Н

R_C = 2.S_max- R_D = 2^. 20284-22070=18500 Н

Строим эпюры изгибающих моментов и перерезывающих сил

М_С = R_А.а = 17530^. 200=3506000 Нмм

М_D = R_B.b = 23040^. 110=25344000 Нмм

Диаметр оси барабана

d = 2,2,

где [σ] – допускаемое напряжение, для стали 45 [σ] = 55 МПа, [1 с. 478, приложение XVIII ],

d = 2,2=89 мм

Принимаем d = 100 мм

4.4 Расчет оси барабана на статическую прочность

Состоит в определении коэффициента запаса прочности в опасных сечениях, при этом коэффициенты е´ = 0,9; е» = 0,78; е^k= 0,95; [1, с. 481, приложение XVII]

е = 1,0; е_k=1,0=е_f [1, с. 481, приложение XVII]

Моменты сопротивления сечения изгибу и кручению

W = мм³

W_K = 0,2d³ = 0,2^. 100³=2^. 10⁸ мм³

Площадь поперечного сечения

F = мм³

Нормальное напряжение от перерезывающего момента

σ = = МПа

Касательное напряжение от перерезывающей силы

τ = 1,33МПа

Пределы текучести образца для стали 45 σ_Т = 360 МПа, τ= 216 МПа, масштабный фактор ε_Т =0,77[1, с. 71].

Нормальное напряжение от изгибающего момента и осевой силы

σ_Т = σ_Т´.ε_Т =360^. 0,77=277,2 МПа

Касательное напряжение от крутящего момента и перерезывающей силы

τ_Т = τ_Т´^. ε_Т =216^. 0,77 = 166,3 МПа

Запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям

n_Тσ =

п_Тτ =

Запас прочности при совместном действии нормальных и касательных напряжений

п_Т = >K_Т

где К_Т – наименьший допустимый запас прочности по приделу текучести, так как

>1,4, то значение К_Т = 2[1, с. 478, приложение XIX]

п_Т = >К_Т =2

так как и , то принимаем v =5,5

Поскольку п_Т >v, то вал на усталость не рассчитывается.

Расчет на статическую прочность в сечении II

σ = МПа

Касательные напряжения от перерезывающей силы

τ=1,33 МПа

Запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям

п_Тσ =

п_Тτ =

Запас прочности при совместном действии

п_Т =

Поскольку п_Т>v, то вал на усталость не рассчитывается.

Расчет на статическую прочность в сечении III

М _ис1 = R_aмм

Нормальное напряжение от изгибающего момента

σ = МПа

Касательное напряжение от перерезывающей силы

τ =1,33 МПа

Запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям

п_{Тσ =}

п_{Тτ =}

Запас прочности при совместном действии

п_Т =

Поскольку п_Т>v, вал рассчитывается на усталость

Запас прочности по нормальным напряжениям для симметричного цикла

п_σ=

где σ_-1 = 250 МПа для стали 45 [1, с. 544, приложение XXII]

К^´_σ = К_σ+ К^п_σ -1

где К_σ^´ и К_τ^´ - коэффициент концентрации; К_σ^´ =1; К_τ^´=1,3

К_σ^п≈ К_τ^п – коэффициенты состояния поверхности при изгибе и кручении

К_σ^п≈ К_τ^п = 1,08 [1, с. 487, приложение XXX]

К_σ^´ = 1,7+1,08-1=1,78

β – коэффициент упрочнения, вводится для валов и осей с поверхностным упрочнением, β = 1;

ε_σ и ε_τ – масштабные факторы при изгибе и кручении ε_σ= 0,72; ε_τ= 0,71[1],

с. 74, рис. 34;

К_Д – коэффициент долговечности, учитывающий фактический режим нагружения, К_Д = 0,82, [1, с. 74, рис 36].

Z_ц = T_K^. Т_маш^.

Для легкого режима Т_К = 25 лет;

Т_маш = 24^. 365^. К_Г. К_С

где К_Г – коэффициент использования в течение года, для легкого режима К_Г =0,25

К_С – коэффициент использования в течение суток, для легкого режима

К_С = 0,33

Т_маш =

Z_ц =

Число оборотов барабана

n = мин ^-1

Принимаем К_Д =0,82 [1,с.74,рис35]

п_σ =

Запас прочности по касательным напряжениям для симметричного цикла

п =

Расчет на статическую прочность в сечении IV

М_ис2 = R_aН^. мм

Нормальное напряжение от изгибающего момента

σ =

Касательные напряжения от перерезывающей силы

τ = 1,33

Запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям

п_Тσ =

п_Тτ =

Запас прочности при совместном действии напряжений

п_Т =

Поскольку п_Т>v, то вал на усталость не рассчитывается.

4.5 Выбор подшипников оси барабана

Подшипник опоры В вставляем в выточку тихоходного вала редуктора Ц2-500, имеющую следующие размеры: диаметр 150 мм, глубина 66 мм., поскольку ось барабана не вращается относительно вала редуктора, то подшипник В выбираем по статической нагрузке.

Расчетная нагрузка на подшипник

Q_p = K_δ. R_B = 23040^. 1,2=27650Н

По этой нагрузке для диаметра цапфы 85 мм выбираем подшипник, который должен иметь наружный диаметр 150 мм. Таким условиям удовлетворяет роликоподшипник радиальный сферический двухрядный 3517 ГОСТ 5721-75.

Радиальные нагрузки на подшипник при легком режиме

F_r1 = R_A =17530H

F_r2 =0,095^.F_r1 =0,095^. 17530 =1670Н

F_r3 = 0,05^.F_r1 =0,05^. 17530=880Н

Долговечность подшипника номинальная и при каждом режиме нагрузки

L =

L₁ = 0,4^.L=0,4^. 2,55=1,02 млн.об.

L₂ = L₃ =0,3^.L= 0,3^. 2,55=0,765 млн.об.

Эквивалентная нагрузка на подшипник

Р₁ = (х^.v + F_r1)k₆. k_t =1^. 1^. 17530^. 1,2^.1=21040 Н

Р₂ =

Р₃ =

Р =

Динамическая грузоподъемность

С = L^1/α. Р = 2,55^1/3,33. 9780=12950 Н

где α=3,33 – для роликоподшипников.

С целью соблюдения унификации для опоры А подбираем такой же подшипник №3517.

5. Расчет мощности двигателя и выбор редуктора

При подъеме номинального груза мощность двигателя механизма подъема:

P_П = ,

где η_м = 0,85 – КПД [1, с. 478, приложение XXXIII].

Р_П =

Принимаем электродвигатель переменного тока с фазным ротором типа МТF 412-6 мощность Р_П = 40 кВт, частотой вращения п=960 мин^-1 или ω=100,5рад/с () с максимальным моментом М_Пмах = 950 Нм, моментом инерции ротора _р = 0,0688 кг м²

Номинальный момент на валу двигателя

М_Н = 975кгс^. м = 400 Н^.м

Отношение максимального момента к номинальному

ψ_max =

Передаточное число редуктора

U_pp=

Выбираем редуктор Ц2-500 (межосевое расстояние А =500 мм, передаточное число редуктора U_р =24,9).

Допускаемое величина предельного момента, передаваемого редуктора

М_пред = ψМ_ред = ψ^. 973

где Р_ред – табличное значение мощности редуктора, Р_ред =120 кВт [1, с. 511,

приложение XLV].

Ψ – кратность пускового момента, ψ = 1,25 [1, с.78, т. 14]

М_пред =

Средний момент электродвигателя в период пуска

М_Пср =

Поскольку М_Пср=684 Нм<М_пред = 1520 Нм, то редуктор удовлетворяет условию перегрузки двигателя.

Фактическая частота вращения барабана

n_δ =

Скорость подъема груза

U_ф=

Статический момент на валу электродвигателя

где S_П – усилие в навиваемом на барабан канате при подъеме груза

S_П = 20284 Н;

а – число ветвей, наматываемых на барабан;

η_М = 0,85 – КПД механизма подъема.

Усилие в канате, свиваемом с барабана при опускании груза,

Статический момент на валу двигателя при опускании груза

.

Момент инерции ротора электродвигателя J_р = 0,0688 кгс^. с²=0,688 кг^. м²

Момент инерции зубчатой муфты с тормозным шкивом [1, с. 513, приложение XLVII]. J_М = 0,471 кг^. М²

J_PM = J_P + J_M =0,688+0,471=1,16 кг^. м²

δ – коэффициент, учитывающий момент инерции масс деталей, вращающихся медленнее, чем вал двигателя, принимаем δ = 1,2.

Общее передаточное число

U_M = U_P^.U = 24,9^. 2 = 49,8

Момент инерции движущихся масс механизма, приведенных к валу двигателя, при подъеме груза

J_ПРП =

J_ПРП =

Время пуска при подъеме и опускании груза

Ускорение при пуске поднимаемого номинального груза

Усилия в канате, статические моменты на валу двигателя, моменты инерции движущихся масс механизма, приведенные к валу двигателя, время пуска при подъеме и опусканиидля Q, 0,25Q, 0,1Q приведены в таблице 5.

Таблица 5

Результаты расчета механизма подъема

Коэффициент, учитывающий ухудшения условий охлаждения при пуске и торможении,

где β₀ – коэффициент, учитывающий ухудшение условий охлаждения во время пауз, для выбранного двигателя, β₀ =0,7.

Для мостового крана, работающего в сборочном цехе машиностроительного завода, средняя высота подъема груза Н_с = 1,5[1, с. 85, таблица 17].

Суммарное время за цикл работы:

установившегося движения

Σt_у = 8t_у = 8^. 3,3=26,4 с.

неустановившегося движения

Σt_П = 0,86^. 2+0,226^. 2+0,37 +0,22=2,76 с.

Рабочее время

t_p =Σt_у +Σ t_П = 26,4+2,76=29,16 с.

Время пауз за цикл работы при ПВ = 15%(легкий режим работы)

Σt₀ =

Время цикла

t_ц = t_p +Σ t₀ =29,16+165,24 ≈ 195

Число включений в час

п_В =

Среднеквадратический момент, эквивалентный по нагреву действительному переменному моменту, возникающему от заданной нагрузки электродвигателя механизма подъема в течение цикла

М_Э =

==

=371,6 Н^. м

Эквивалентная мощность по нагреву

Р_Э =

Условие (Р_Э ≤ Р_П); 31,27кВт < 40кВт соблюдается, следовательно, выбранный электродвигатель удовлетворяет условию нагрева.

6. Расчет тормоза

Расчетный тормозной момент

М_Т = к_Т. М_ст.Т,

где к_Т – коэффициент запаса торможения, для режима к_Т =1,5 [1, с. 84].

М_ст.Т – статический момент на валу двигателя при торможении

М_ст.Т =

Выбираем двухколодочный тормоз типа ТКТ-300 с наибольшим тормозным моментом М_Т = 50 кгс^. м (500 Н).

Момент инерции движения масс механизма, приведенный к валу тормоза, при торможении

J_ПР.Т =

Время торможения при подъеме груза

t_Т.П =

Выбираем диаметр шкива D =300 мм [1, с. 85]

Сила трения между колодкой и шкивом

F_тр =

Сила натяжения колодки на шкив

N =

где f – коэффициент трения f = 0,33 [1, с. 86, таблица 19]

N =

Радиальный зазор между шкивом и колодкой принимаем ε_max = 1,5 мм

Работа расторможения при отходе колодок

А =

где η = 0,9 … 0,95 – КДП рычажной системы

А =

Выбираем электродвигатель типа МО – 300Б с рабочим моментом электромагнита М_Э =1000 кгс^. см

Работа растормаживания А = 9600 Н^. мм; плечо штока l₃ = 46 мм;

перемещение штока h_ш = 4,4 мм. Момент отвеса якоря М_я = 9200 Н^. м; угол поворота α = 5,5˚

Усилие, приложенное к штоку, при растормаживании

Р_Ш =

Передаточное число рычажной системы

U_Т =

После конструктивной проработки принимаем длину меньшего плеча l₁ = 200 мм. Длина большого плеча l₂ =l₁^. U_T = 200^. 1,96 =392 мм, конструктивно принимаем l₂ =400 мм.

Максимально возможный отход колодки

где U_ТФ – фактическое передаточное число

U_ТФ =

Высота колодки тормоза

Н_К = (0,5 … 0,8)D = (0,5 … 0,8)^.300=150 …240 мм

Принимаем Н_К = 200 мм, что соответствует углу обхвата шкива β =83˚36’

Ширина колодки при условии, что ее давление на шкив равномерно распределено по поверхности

В_К =

Принимаем В_К = 100 мм.

7. Выбор муфты

Между двигателем и редуктором устанавливается зубчатая муфта с тормозным шкивом D_Т =300 мм [1, с. 513, приложение XLVII], имеющая следующую характеристику: наибольший передаваемый крутящий момент

3200 Н^. м; момент инерции J_М = 0,471 кг^. М²; J_ПМ = 0,121 кг^. М².

Крутящий момент, передаваемый муфтой в период пуска двигателя при опускании номинального груза

М_ПО =

где J'_Р.М – суммарный момент ротора электродвигателя и полумуфты

J'_P.М =J_р +J_ПМ = 0,688+0,121=0,809 кг^. м²

М_ПО =

Крутящийся момент, при подъеме номинального груза

М_Т.П =

Максимальный крутящий момент при двигателя

М_П.П = М_{П max} – М_П1 = 950-396,3=553,7 Н^. м

Крутящий момент от сил инерции, передаваемых муфтой

где J_М – момент инерции машины;

J_М = J_ПР – J'_РМ = 1.93 -0,809=1,12 кг^. м²

Крутящий момент, передаваемый муфтой в период пуска

М_max = M_П1 + М_и = 396,3 + 321,3 =717,6 Н^. м

Из вычисленных значений моментов выбираем момент М_max = 717,6 Н^. м

Определяем расчетный крутящий момент для муфты

М_расч = к₁. М_max

где к₁ – коэффициент, учитывающий степень ответственности муфты к₁ =1,3 [1, с. 525, приложение IV]

М_расч = 1,3^. 717,6 = 932,8 Н^. м

Между барабаном и редуктором устанавливается зубчатая муфта.

Крутящий момент, передаваемый муфтой

М_δ =

где η_δ =0,98 – КПД барабана

Расчетный момент для выбора муфты

М_расч =856^. 1,65^.1,1 =1459 кгс^. м

По таблице [1, с. 525, приложение V] выбираем стандартную зубчатую муфту (ГОСТ 5006-55) №7 с модулем m = 4; число зубьев z = 56; ширина зуба

b = 35 мм; толщина зуба S₁ = 5,83 мм наибольшим моментом, передаваемым муфтой, 19000 Н^. м

кран мостовой крюковой подъем

Список использованной литературы

1. Иванченко Ф.К. Расчет грузоподъемных и транспортирующих мащин.- К.: Вища школа, 1978 г.

2. Справочник техника-конструктора. Самохвалов А.Н., Левицкий М.Я., Григораш С.С. – К.: Техніка, 1978г.

3. Правила будови та безпечної експлуатації вантажопідіймальних кранів.

ДНАОП 0.00-1.03-02 Державний нормативний акт про охорону праці.- Харків, ФОРТ, 2002р.

ПРИЛОЖЕНИЕ 1

Канаты стальные (ГОСТ 7667-80)

Канат двойной свивки типа ЛК-3 конструкции 6Х25 (1 + 6; 6 + 12) + 1 о. с.

ПРИЛОЖЕНИЕ 2

Канаты стальные (ГОСТ 14954-80)

Канат двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6 X 19 (1 + 6 + 6/6) + 1 о. с.

ПРИЛОЖЕНИЕ 3

Канаты стальные (ГОСТ 7668-80)

Канат двойной свивки типа ЛК-РО конструкции 6 X 36 (1 + 7 + 7/7 + 14) + 1 о. с.

ПРИЛОЖЕНИЕ 4

Канаты стальные (ГОСТ 3079-80)

Канат двойной свивки типа ТЛК-0 конструкции 6 X 31 (1 + 6 + 15 + 15) + 1о. с.

ПРИЛОЖЕНИЕ 5

Профили канавок блоков

Блоки канатов

Блоки, устанавливаемые на подшипниках качения

Приложение 6

Крюки однорогие. Заготовки. Типы. Конструкция и размеры (ГОСТ 6627-74)

Исполнение 1 Исполнение 2

ПРИЛОЖЕНИЕ 7

Наибольшая грузоподъемность крюков, тс

ПРИЛОЖЕНИЕ 8

Узлы механизмов. Подвески крюковые (ВНИИПТмаш). Технические данные

ПРИЛОЖЕНИЕ 9

Профили канавок барабанов (размеры, мм)

ПРИЛОЖЕНИЕ 10

Барабаны крановые типа БК. Технические данные

ПРИЛОЖЕНИЕ 11

Технические данные крановых электродвигателей серии МТF

ПРИЛОЖЕНИЕ 12

Технические данные крановых электродвигателей серии МТН

ПРИЛОЖЕНИЕ 13

Мощность, кВт, на выходном валу редукторов

ПРИЛОЖЕНИЕ 14

Размеры, мм, концов валов и применяемые подшипники

ПРИЛОЖЕНИЕ 15

Редукторы Ц2-250; Ц2-300; Ц2-350; Ц2-400; Ц2-500

ПРИЛОЖЕНИЕ 16

Подшипники упорные