85757

Расчет механизмов мостового крана

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Для механизма принят сдвоенный полиспаст с четырьмя несущими ветвями каната и крюковой подвеской типа Н3 нормальной конструкции...

Русский

2015-03-30

3.45 MB

11 чел.

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ УКРАИНЫ

НАЦИОНАЛЬНАЯ МЕТАЛЛУРГИЧЕСКАЯ  АКАДЕМИЯ УКРАИНЫ

РАСЧЕТ

Механизмов мостового крана

По дисциплине

'Подъемно-транспортные машины"

Выполнила

Студентка группы МБ01-12-1

Мусна Ю.Н.

Проверил:

Днепропетровск НМетАУ 2015

ВЕЛИЧИНЫ И ЕДИНИЦЫ

В расчетах подъемно-транспортных машин применяют следующие основные и дополнительные величины:

Величина 

Единицы 

Наименование 

Обозначение 

Наименование 

Русское обозначение 

Длина

Масса, грузоподъемность 

Время

Скорость линейная

Ускорение

Угловая скорость

Угловое ускорение

Сила, сила тяжести /вес/

Момент силы

L,l,D

m

t

v

a

w

E

F,N,

Q

M,T

метр, миллиметр

 

килограмм, тонна

секунда 

метр в секунду 

метр на секунду  в квадрате

радиан в секунду 

радиан на секунду в квадрате 

минута в минус 

первой степени

ньютон ньютон-метр

м. мм 

кг, т

с 

м/с 

рад/с 

рад/с2

мин-1

Н

 

Давление

Нормальное  напряжение
Касательное напряжение
Модуль продольной упругости

Модуль сдвига

q

E

G

 

мегапаскаль 

МПа 

Момент сопротивления плоской фигуры

Момент инерции динамический

Мощность

W

I

P

миллиметр в третьей степени

килограмм-метр в квадрате

киловатт

мм3

кг.м2

кВт

* В расчетах на прочность момент силы /изгибающие и крутящие моменты/ исчисляют в Н.мм, в силовых расчетах - в Н.м.

              

 ЗАДАНИЕ

Рассчитать механизмы тележки мостового крана, имевшего следующую характеристику:

  1.  Грузоподъемность, т  т =16
  2.  Пролет, м      
  3.  Высота подъема груза, м  Н =6,5
  4.  Скорость подъема груза, м/с
  5.  Скорость передвижения тележки, м/с  
  6.  Скорость передвижения моста, м/с   
  7.  Количество ветвей каната в полиспасте           z=6
  8.  Группа классификации механизмов  M 5
  9.  Относительная продолжительность включения  ПВ = 15%

  1.  Род тока     Трехфазный
  2.  Колея тележки, мм      lr-2000

Крюковая подвеска типа Н3 с блохами на подшипниках качения

I. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОДЪЁМА ГРУЗА

1.1.  Выбор каната.

1.1.1. Схема полиспаста и крюковой подвески

Для механизма принят сдвоенный полиспаст с четырьмя несущими ветвями каната и крюковой подвеской типа Н3  нормальной  конструкции (рис.1.1)  

1.1.2. Кратность полиспаста

  1.  К.п.д. полиспаста

где = 0,98 - к.п.д. канатного блока на подшипниках качения при нормальной густой смазке и работе в условиях нормальных температур.

1.1.4 Грузоподъемная сила механизма

где m - грузоподъемность тележки, т;

g-9,81 м/с2 - ускорение силы тяжести.

Принято Q = 157000 Н.

1.1.5. Ориентировочный вес крюковой подвески

                                                                              Принято СП = 4700 Н.

1.1.6. Наибольшее натяжение ветви каната

1.1.7. Минимальный диаметр каната

где C = 0,100  коэффициент выбора каната для   группы   классификации механизма М5.

Из приложений 6 и 7 видно, что такому диаметру наилучшим образом удовлетворяет канат диаметром 20 мм с разрывным усилием 19800 Н из маркировочной группы 1600 МПа ( ГОСТ 2688-80 ).

1.1.8. Минимальное разрывное усилие

  

где - коэффициент использования каната для группы классификации механизма М5.

Из приложении 6 и 7 видно, что ближайшим большим к подсчитанному, будет усилие 19800 Н, которым обладает   канет   диаметром   20,0 мм из маркировочной группы 1600 МПа.

1.1.9. Канат механизма подъема

Для механизма принят канат типа ЛК-Р ГОСТ 2685-60, иследий следующую характеристику

диаметр каната, мм ..............................;

временное сопротивление разрыву проволоки, МПа ..;

разрывное усилие, Н ................................ F =152000;

ориентировочная масса 1000м смазанного каната, кг.. ;         

Условное обозначение выбранного каната грузового назначения   из светлой проволоки марки I правой крестовой свивки нераскручивающегося:

Канат 20,0-Г-1-Н-1600 ГОСТ 2688-60.

1.2. Размеры барабана

1.2.1. Расчетный диаметр барабана по дну канавки

где  h1 = 18 - коэффициент выбора диаметра барабана для группы классификации механизма М5.

1.2.2. Размеры барабана

Из условий унификации  для тележки грузоподъемностью 16 т принято:

- диаметр барабана, мм ....... . ........ = 510;

- длина барабана, мм .................. = I500.

1.2.3. Профиль и размеры канавок для каната

По машиностроительной нормали МН 5365-64  приняты канавки со следующими размерами:

наг, мм ............... р= 24;

радиус, мм ...........   r = 12;

глубина, мм ...... ....h = 6,5.

1.2.4. Количество витков канавок на барабане

где   H - высота подъема груза, м;

4 - число дополнительных канавок на барабане; из них две канавки заняты под креплением каната и две - под разгрузочными витками;

С - количество закрепленных концов каната на барабане; для барабана сдвоенного полиспаста С = 2.

1.2.5. Длина нарезанное чести барабана

1.2.6. Длина гладкой части барабана между нарезками

Из условия набегания каната на барабан под углом не более 7° ориентировочно принимаем для крюковой подвески типа Н3:

 

1.2.7. Расстояние между концами крайних канавок

мм

1.2.8. Минимальное расстояние между концами канавок и кромками барабана  мм

1.2.9. Проверка возможности размещения нарезок на барабане

мм

Нарезки размещается.

1.2. 10. Толщина стенки барабана

для сварного барабана    мм

 Принято  20   мм.


1.2. II. Напряжения сжатия в стенке барабана

где -допускаемое напряжение сжатия; для барабана, сварного   из листовой стали марки Ст 3,

Здесь δГ - 240 МПа - предел текучести стали марки Ст3;  n= 1,5 - запас прочности для стальных барабанов.

1.2. 12. Расчет барабана на совместное действие изгиба и кручения.

1. 2.12.1  Крутящий момент

Tд=S[Dд+ dr) = 44917 (510+20) =23,8106 Н•мм

1.2. 12.2. Найбольший изгибающий момент

MS=05S(Lд- lr) = 0,5∙44917(1500 - 60)=32,3 108 Н•мм

12.3. Эквивалентный момент

где  0,75 - коэффициент, приведения напряжений.

1.2.12.4. Момент сопротивления кольцевого сечения барабана

где   Db - внутренний диаметр барабана

1.2.12.5. Напряжение от изгиба и кручения

где - допускаемое напряжение на изгиб

Здесь n = 2 - запас прочности при сложном сопротивлении стального барабана изгибу и кручению.

1.2. 13. Расчет крепления концов каната на барабане                  1 .2.13.1. Усилие натяжения каната перед прижимной накладкой


где   e - 2,72 - основание натуральных логарифмов;

f = 0,1   - коэффициент трения между канатом и барабаном;

- 14    - угол обхвата барабана разгрузочными витками каната, рад.

1.2.13.2. Усилив прижатия каната накладками

F=K 0,85SH/C= 1,25∙0,85∙12870/0,35 = 39069 H

где  К = 1,25 - коэффициент запаса;

=0,85 - коэффициент, учитывавший уменьшение натяжения каната вследствие обхвата барабана крепежными витками;

С = 0,35 - коэффициент сопротивления выскальзыванию каната из-под накладки с полукруглыми канавками.

1.2.13.3. Суммарное усилие крепежных болтов

N =2F = 2•39069 = 78138 Н.

1.2.13.4. Допускаемое усилие растяжения одного болта

По нормали  для каната диаметром 20 мм выбрана накладка с шагом канавок р = 24 мм и болтом М24 с внутренним диаметром резьбы d1 = 26 мм.

Тогда допускаемое усилие одного болта из стали марки СтЗ составит

H 

где р] - допускаемое напряжение растяжения

МПа

Здесь  r] = 250 МПа - предел текучести стали марки СтЗ;

N =  2,5 - запас прочности.

Рис1.5.Усилия в креплении

конца каната на барабане

1.2.13.5. Необходимое количество накладок на                                                          одном конце каната.

                                                             z=N/No =78138/53066= 1,5                                                     

Принято z =2

1.3. Расчет элементов крюковой подвески

1.3.1.Номинальная подъемная сила

Q = 1000тg=1000∙16∙9,81 = 156960 Н,

где g = 9,81 м/с2 - ускорение силы тяжести.

Принято Q =157000 Н.

  1.  Максимальная рабочая нагрузка

== 1,1∙157000 = 172700 Н,

где Кп - коэффициент перегрузки; для механизма подъема груза          Кп= 1,1.

Принято  = 173000 Н.

3.3 Эквивалентная нагрузка

где Кд - коэффициент долговечности

Кд=,

где- коэффициент, учитывающий переменность нагрузки во времени. Для группы классификации механизма М5; КG =0,78;

КT - коэффициент срока службы детали. Принято КТ= 0,735;

Ктр - коэффициент тренировки. Для крюковых подвесок К = 1.

Кд ;

«Крюк № 18 А-1 ГОСТ 6627-74».

Основные и расчетные размеры крюка (Рис. 4.1):

D = 130; b = 80; h = 130; d1= 85; d2= Тr  70 X 10; р = 10; dв= 59,0;        L = 440; l1 = 180; 12= 96; r2= r4= 16 мм.

Материал крюка………………………сталь марки 20

Масса крюка, кг…………………………………….49,5

Расчет крюка

Параметры сечений А-А и Б-Б

Действительное сечение трансформируется в расчетное, представляющее собой трапецию с основаниями b и b1 (рис. 4.1, сеч. А-А).

Ширина малого основания

b1 = 2r4 = 2∙16 = 32 мм

Площадь сечения

Расстояние от центра тяжести до крайнего внутреннего волокна

Расстояние от центра тяжести до крайнего внешнего волокна

Радиус кривизны оси, проходящей через центр тяжести сечения

Трансформация сечения А-А

Рис.4.1. Крюк

Коэффициент формы сечения

Найбольшее нормальное напряжение в точке 1 сечения А-А

где = 173000 Н - максимальная рабочая нагрузка;

[] = 210 МПа - допускаемое напряжение для сечения А-А.

Нормальное напряжение в точке 2 сечения А-А

Нормальное напряжение в точке 3 сечения Б-Б

Напряжение среза в сечении Б-Б

Эквивалентные напряжения в точке 3

где [= 110 МПа - допускаемое напряжение для сечения Б-Б.

Напряжения растяжения в хвостовике (сечение В-В)

где в =59 мм - внутренний диаметр резьбы;

[в] = 65 МПа - допускаемое напряжение растяжения.

Напряжения смятия в резьбе

Н=l2 =96 мм - высота гайки крюка;

[см]=35 МПа - допускаемое напряжение смятия.

Выбор упорного подшипника для крюка

По ГОСТ 6874-75  выбираем упорный одинарный шарикоподшипник 8217, имеющий следующие параметры (рис.4.2):

внутренний диаметр посадочного кольца, мм d = 85

наружный диаметр, мм…………………………D = 125

высота, мм……………………………………….H = 31

статическая грузоподъемность, Н………………[С] = 235000

Расчетная статическая грузоподъемность подшипника

< 0] = 235000 Н,

где Р0 - эквивалентная статическая нагрузка; для упорного подшипника

fs - коэффициент надежности при статическом нагружении. Для нормальных требований к легкости вращения fs = 0,8 -1,2.

На динамическую грузоподъемность подшипник не проверяется, поскольку крюк совершает редкие качательные движения.

Размеры блоков

Расчетный диаметр основных блоков

Dбл > dк    (h 2 -1) = 20(20-1) = 380мм,

где dк   - диаметр каната;

h2 - коэффициент диаметра основного блока; для группы классификации механизма М5 h2 = 20.

Рис.4.2. Упорный

подшипник для крюка

Расчетный диаметр уравнительного

блока

Dу > dк (d3 -1) = 20(14-1) = 260 мм,

где d3-коэффициент диаметра уравнительного блока;для группы М5 Размеры основных блоков

По нормали принимаем основные блоки со следующими параметрами (рис.4.3):

рабочий диаметр, мм…………………………………………… =450

 наружный диаметр, мм……………………………….D1=522

длина ступицы, мм……………………………………lсп=80

материал……………………………………………сталь35ЛП

Размеры уравнительного блока

По нормали принимаем следующие размеры уравнитель

ного блока:

рабочий диаметр, мм………………………….Dб = 400

наружный диаметр, мм ……………………D1=376

длина ступицы, мм………………………………lсп=70

материал……………………………………сталь35ЛП

рис.4.3 Блок

Расчет оси блоков

Схема к расчету оси показана на рис.4.4.

Здесь: а - зазор между блоками; принимается в пределах

а = 1 ...2 мм;

а1 - толщина лабиринтных дисков; а1 = 6...9 мм;

- толщина защитного листа; ориентировочно рассчитывается по соотношению ( = 0,0125Dбл) и округляется до стандартных толщин листовой стали: 4, 5, 6, 7, 8 мм;

2 - толщина серьги.

Нагрузка на ось, передаваемая блоками, принимается равномерно распределенной по длине l0. Опорные реакции, равные считают при ложенными посередине толщины серег. Расстояние lТ между опорными реакциями называют пролетом оси. х6 = 3

Рис.4.4. Схема к расчёту

оси трёхблочной нормальной

крюковой подвески (тип НЗ)

Исходные данные к расчету оси:

материал оси…………………………………………………………сталь 45

предел прочности, МПa…………………………………………...в= 610

предел текучести, МПа……………………………………………T =360

предел выносливости при изгибе, МПа……………………….= 290

линейные размеры, мм  а = 2, а1 = 8; 1 = 7;=17; l cт = 80.

Длина нагруженной части оси

мм,

где 3 - число блоков в подвеске.

Пролет оси

мм.

Найбольший изгибающий момент

Н∙мм.

Допускаемое напряжение при изгибе

где Кб - эффективный коэффициент концентрации напряжений; для оси, ослабленной смазочными отверстиями, Кб=2,1;

[S] - коэффициент запаса прочности; для крюковых кранов группы классификации механизма М5; [S] = 1,4.

Диаметр оси

Принято d0 = 80 мм.

Подшипники выбирают по диаметру оси. По ГОСТ 8338-75 для блоков подвески приняты радиальные однорядные шарикоподшипники со следующими параметрами:

условное обозначение………………………………………………….217

внутренний диаметр, мм………………………………………………d= 80

наружный диаметр, мм………………………………………………D = 140

ширина, мм…………………………………………………………..В = 28

динамическая грузоподъемность, Н………………………….[С] = 70200

статическая грузоподъемность, Н…………………………...0 ]= 45000

масса, кг………………………………………………………………...1,40

Расчетные нагрузки

Эквивалентная нагрузка на один подшипник блока

где Q - номинальная подъемная сила крюковой подвески, Н;

zб - число блоков в подвеске;

2 - число подшипников в одном блоке;

- коэффициент, учитывающий переменность нагрузки. Для группы классификации механизма М5  находим  =0,50.

Эквивалентная динамическая нагрузка

Р = Fэ ∙Кб= 1,2∙14416∙1,2 = 20759 Н,

где Кб - коэффициент вращения; при вращении наружного кольца подшипника Кб=1,2;

Кб- коэффициент безопасности; для подшипников подвески Кб = 1,2.

Требуемая динамическая грузоподъемность

Расчетный срок службы подшипника Lh= 3200 ч.

Частота вращения блока

где Vгр'- заданная скорость подъема груза, м/с;

Dбл - диаметр блока, м;

dк - диаметр каната, м.

Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника

< [с] = 83200,

где fh  - коэффициент долговечности; при Lh=3200 ч, fh=1,855;

fn - коэффициент, определяемый по частоте вращения; при пб= 35,4 мин1,      fn = 0,984.

Расчет траверсы

Траверсу представляют как балку (рис.4.5), опорами которой служат серги. Следовательно, пролет траверсы равен пролету оси

lТ =l = 291 мм.

Нагрузка Qтах, передаваемая гайкой крюка через упорный подшипник принимается сосредоточенной в центре траверсы.

Рис.4.5. Схема к расчёту траверсы

Траверса имеет два опасных сечения: центральное Б-Б, ослабленное отверстием d1 для пропуска шейки крюка, и сечение Г-Г - место перехода цапфы dн в тело траверсы. Такая расчетная схема типична для траверс нормальных и облегченных крюковых подвесок.

Исходные данные к расчету траверсы

Материал……………………………………………………………..сталь 45

предел прочности, МПа…………………………………………..610

предел текучести, МПа…………………………………………

предел усталости, МПа………………………………………

линейные размеры, мм…………

Ширина траверсы

b= D + (20...35) =125 + (20...35) = 145...160 мм,

где D - наружный диаметр упорного подшипника для крюка.

Принято b=150мм.

Высота траверсы

Высота траверсы определяется из условия прочности сечения Б-Б на изгиб. Ввиду симметричного расположения нагрузки Qтах относительно серег, опорные реакции

Изгибающий момент в сечении Б-Б

= 12,59∙106 Н∙мм.

Допускаемое напряжение для сечения Б-Б

где Кб- коэффициент концентрации напряжений; для сечения траверсы, ослабленного отверстием = 2,6;

[S] - запас прочности; для группы классификации механизма М5 [S] = 1,4.

Необходимый момент сопротивления сечения Б-Б

Пренебрегая расточкой под кольцо упорного подшипника, можно записать

откуда высота траверсы

Принято hт=90 мм.

Диаметр цапфы

Диаметр цапфы определяется из двух условий: прочности цапфы на изгиб и обеспечения допускаемых напряжений смятия в зоне подвижного контакта цапфы с серьгой.

Диаметр цапфы из расчета на изгиб

Изгибающий момент в сечении Г-Г

Допускаемое напряжение в сечении Г-Г

где Кб- коэффициент концентрации напряжений; для цапфы траверсы с галтельным переходом Кб = 2,7;

[S]- запас прочности; как и для сечения Б-Б [S] = 1,7.

Диаметр цапфы из расчёта на смятие

Полагая, что реакция Rв воспринимается только серьгой, можно записать

МПа

где [δсм]=60 МПа - допускаемое напряжение смятия.

Принято dн = 85 мм.

Расчет серьги

Серьга (рис. 4.6) растягивается усилием . При

постоянной ширине В серьги и d0 > d1 одним из опасных будет сечение А-А. Кроме этого проверяется прочность проушин серьги в сечениях Б-Б.

Ширина серьги

В=(1,8...2)d0 =(1,8. ..2)80 = 144...160 мм.

Принято В = 150мм

Напряжения в сечении А-А

где [р] - допускаемое напряжение растяжения для серьги из стали марки 20; согласно  = 120 МПа.

Рис.4.6. Серьга

Напряжения в сечении Б-Б

Проушина представляется как толстостенный цилиндр, нагруженный изнутри давлением

а снаружи - давлением Рн = 0. Согласно формулам Ляме - Гадолина, в этом случае найбольшие напряжения будут на внутренней поверхности, в точке 1:

Применительно к сечению Б-Б Dн = В и Dв =dн, тогда

Напряжения в сечении В-В

Для этого сечения Dн=В; Dв=dн ;

 


1.4. Выбор электродвигателя, редуктора и тормза

I.4.I. Кинематическая схема лебедки механизма подъема груза

Рас. 1.6. Кинематическая схема лебедки механизма подъема груза:

I-электродвигатель; 2-муфта зубчатая с промежуточным валом   3 и   тормозным шкивом (МПТ); 4- тормоз ; 5-редуктор горизонтальный двухступенчатые цилиндрический типа РМ; б -зубчатая специальная;  . барабан; 8 - внешняя опора барабана

1.4.2. К.п.д. механизма подъема груза при номинальной грузоподъемности

  =  0,006 - к.п.д. полиспаста;

 =  0,98 - к.п.д. барабана на подшипниках качения;

= 0,97 - к.п.д. зубчатой пары редуктора;              

=99 - к.п.д. зубчатой муфты.

Принято  = 0,88. 1.4.3. Ориентировочная статическая мощность двигателя

кВт,

где   - заданная скорость подъема груза, м/с


I .4.4. Выбор двигателя

Для механизма подъема груза устанавливается асинхронный электродвигатель с фазовым ротором крановой серки 4МТ, имеющий следующую характеристику:

-тип .................................. 4МТF200L8

-номинальная мощность (при ПВ-4СК), кВт .. Рн=30,0

-номинальная частота вращения, мин-1 .........nн = 700         -максимальный момент, Нм ................. .....Tmax = 800

    -момент инерции ротора, кг с2 .................  Iр =0,74

     -синхронная частота вращения  мин-1 .….....  nе = 750

    -масса, kг ...................................   mе= 320     

Ориентировочная частота вращения барабана                                                                              

 

      где =3 - кратность полиспаста.

1.4.6. Ориентировочное передаточное число редуктора

где n - частота вращения двигателя при заданном ПВ%.

1.4.7. Нормализованное передаточное число редуктора

По нормальному ряду передаточных чисел редукторов типа РМ
                                            принято  
Up =  55.

1.4.8. Действительная частота вращения барабана

  1.4.9. Действительная скорость подъема груза

м/с

1. 4.10. Действительная статическая мощность

кВт

1.4. II. Выбор редуктора

Для механизма подъема груза принят цилиндрический горизонтальный двухступенчатый редуктор серии РМ, имеющий   следующую   характеристику:

тип ........................................ РМ 750

передаточное число.... ...................UP =48,5

мощность на быстроходном валу

при nс= 750 мин   и ПВ=15%, кВт .....Pp- 24,0

- масса, кг ................................. mp= I030

1.4. 12. Выбор тормоза

1.4.12.1. Статический момент на валу тормоза (двигателя) при торможении номинального груза

где - крутящий момент на барабане

 1.4.12.2. Необходимый тормозной момент

       

где  = 2 - коэффициент запаса торможения для группы классификации механизма М5.

                           Принято ТТ = 750 Н•м 

1.4. 12.3. Выбор тормоза

Для механизма подъема груза принят двухколодочный тормоз с электрогидравлическим толкателем, имеющий следующую характеристику:

тип ......................................... ТКГ 300

максимальный тормозной момент, Н•м......... ТТ.Н = 800

диаметр шкива, мм ..... . ................... DШ = 300

ширина шкива, мм .......................... ВШ = 145

масса, кг ................................ mTP = 100


1.5. Проверка двигателя по времени разгона

I.5.I. Момент инерция вращающихся масс механизма, приведеных к валу двигателя

где Ip=0,74 кг∙м2- момент инерции ротора двигателя;

IМРТ=0,46 кг∙м2- момент инерции муфты МПТ300.

1.5.2. Момент инерции поступательно движущихся масс, приведенных к валу двигателя

кг.м2

где

m - грузоподъемность тележки, кг;

тn- масса крюковой подвески

кг;                                                           w- угловая скорость вращения двигателя

w =0,105*725 = 76,1 рад/с.                   1.5.3. Суммарный момент инерции

     1.5.4. Номинальный момент двигателя

TH =9550PH /nH = 9550∙30/750 = 409,3 Н.м.

1.5.5. Максимальный пусковой момент

Т.Нн

 800∙0,7 = 560 Н∙м,

где  - максимальный момент двигателя;  =0,7 - коэффициент, учитывающий падение напряжения при разгоне    механизма.  

                                     

Рис.1.7. График разгона двигателя

   1.5.6. Минимальный пусковой момент

        Tmin =1,1TH =1∙409,3 = 450 Н.м.

1.5.7 Средний пусковой момент

Н.м


1.5.8. Статический момент на валу двигателя при подъеме номинального груза

Н.м

где    - крутящий момент на барабане, Н.м.

    1.5.9. Время разгона механизма

 

где =8 с- допускаемое время разгона механизма подъема 16-тонного   крана.

1.5. 10. Среднее ускорение груза при разгоне механизма

,

где =O,5 м/с - допускаемое ускорение для подъемных механизмов, обслуживающих металлургические цехи.

1.6. Проверка двигателя на нагрев

1.6.1. Средняя высота подъема груза

lcp = 0,5Н = 0,5∙6,5 = 3,25м,

где Н = 6,5 м - заданная высота подъема груза.

1.6.2. Средняя продолжительность рабочего хода механизма

tp = lcp /VГР = 25 с

1.6.3. Отношение

tП /tp= 7,9/25 = 0,32.

1.6.4. Коэффициент   
Для механизма подъема груза

1.6.5. Эквивалентная мощность рабочей части цикла

 кВт

где- действительная статическая мощность двигателя.

1.6.6. Эквивалентная мощность, отнесенная к номинальному режиму (ПВ=15%),

 кВт

где  КЭ  - коэффициент режима работы; для группы классификации механизма М5   КЭ – 0,5.


Двигатель условиям нагрева удовлетворяет, так как

Р40 = 27<Рн = 37кВт.

1.7. Путь торможения при подъеме крюковой подвески без груза

1.7.1. Момент инерция массы крюковой подвески, приведенный к валу двигателя в условиях торможения

где   - к.п.д. механизма при относительной загрузке

 

По графику при  = 0,88 и находим  = 0,3.

1.7.2. Суммарный момент инерции при торможении без груза

   кг.

1.7.3. Статический момент на валу двигателя при торможении

 Н.м

1.7.4. Время торможения поднимающейся крюковой подвески

 с

1.7.5. Путь торможения

м = 46 мм

1.7.6. минимально допустимое расстояние от крюковой подвески до рамы тележки

            мм


2. РАСЧЕТ   МЕХАНИЗМА   ПЕРЕДВИЖЕНИЯ   ТЕЛЕЖКИ

2.1. Выбор и расчет ходовых колес

2.1.1. Ориентировочный вес тележки

 Н

- коэффициент веса тележки; для тележки группы классификации механизма М5   КВ = 0,25...0,35.

Принято   Gr  = 45000 Н.

2.1.2. Максимальная нагрузка на одно ходовое колесо

 Н

где nk =4 - общее число ходовых колес тележки.

2.1.3. Выбор ходовых колес и рельсов

По ГОСТ 3569-74 приняты одноребордные конические ходовые колеса и рельсы узкой железнодорожной колеи,   имеющие следующие размеры в мм:

Т

-условное обозначение колеса   KIP250K

-диаметр качения           Drk = 320

-диаметр реборд .........       Dl = 360

-ширина поверхности качения..  В =   80

-ширина обода            B1 =   100

-диаметр цапфы             d =   60

-тип подшипников  роликовые

радиальные сферические двух -рядные

-условное обозначение
подшипников            36
І2

-тип рельса             Р 43

-радиус головки рельса            Z= 300

-материал колеса          сталь 65Г

-твердость поверхности
качения          НВ 300-350

Рве.2.1. Ходовое колесо

 


2.1.4. Контактные напряжения в ходовом колесе (8, 9)

При точечном контакте колеса с рельсом

где   К- геометрический коэффициент, зависящий от отношения радиуса головки рельса к диаметру колеса; при отношении r/DXK =300/320 = =0,9 коэффициент K = 0,119;

- коэффициент, учитывающий касательную нагрузку в месте контакта; для крана, работающего в цехе, и скорости тележки Vr< 2 м/с

= 1,05

- коэффициент динамичности

здесь Кж - коэффициент, зависящий от типа (жесткости) кранового пути; для подтележечного пути, уложенного на металлических балках моста крана  Кж=0,15;

Рmax    - максимальная нагрузил на колесо, кН;      DXK   диаметр качения ходового колеса, см:

Коэффициент   зависит от условий работы крана (тележки) и скорости движения: для зарытых помещении при    V<2 м/с  = 1,05   и   при               V = 2...3 м/c    = 1,07;  для открытых площадок при   любых   скоростях движения    = 1,1. В данном расчете можно принять работу крана в закрытом цехе.

2.1.5. Допускаемое контактное напряжение

Ориентировочное время разгона тележки

tn' = 1,5 с.            Ориентировочное время торможения

     c

где  = 0,45 м/ - максимальное замедление,  допускаемое для тележек и кранов, у которых затормаживается половина ходовых колес.

Время неустановившегося движения

 c

Средняя продолжительность перемещения тележки с установившейся скоростью

с

где LK = 16 м - пролет крана.


Полное время передвижения

t = tH + ty= 2,6 + 16 = 18,6 с.

Отношение

tH/t = 2,6/18,6 = 0,14.

Коэффициент   

Интерполируя табличные значения находим:

= 0,9.

Усредненная скорость передвижения тележки

= 0,9∙0,50 = 0,45 м/с.

Полное число оборотов колеса за срок службы

об.,

где - малинное время работы колеса в часах за срок службы; Для группы классификации механизма М5       = 12500 ч.

Приведенное число оборотов колеса

об.,

где - коэффициент приведенного числа оборотов; при отношении минимальной нагрузки на колесо Pmin  к максимальной Pmax.

 Pmin /Pmax  = 7500/50500 = 0,15;      = 0,15                                                              

минимальная нагрузка

                         Pmin = GT / nK = 45000/6 = 7500  H                                

допускаемые напряжения при приведенном числе оборотов колеса

МПа,

где - допускаемое напряжение при NIО4; для колеса, изготовленного из поковки стали 75 или 65Г, подвергнутого закалке и отпуску, до твердости НВ 350 =690 МПа.

2.2. Сопротивления движению

2.2.1. Сопротивление от сил трения

Н


где - плечо трения качения; для стального колеса диаметром   250 мм    при рельсе с выпуклой головкой -0,4 мм;

f - коэффициент трения; для роликовых   подшипников f- 0,015                 

Kp  -  коэффициент, учитывающий трение реборд о рельсы;   для   крановой тележки с жестким токоподводом = 2,5

2.2.2. Сопротивление от уклона пути

Wук =(Q +GT)  =  (157000+7500) ∙0,002 = 329 Н, где   -  0,002 - уклон подтележечного пути.

2.2.3. Сопротивление от сил инерции

W =(1,1..1,3)(m +mr) =  (1,1...1,3)(16000+760) 0,50/1,1=8296...9805 Н,

где  mT- масса тележки

mr = Gr /g=7500/9,81 = 760 кг;

- заданная скорость передвижения тележки;

  - ориентировочное время разгона; для тележки грузоподъемностью 16 т = 1,1 с.

Принято Wук= 8900 Н.

2.2.4. Полное сопротивление при установившемся движении

WCT = Wr + Wук =2185 + 329 =  2514 Н

                                                                                Принято WCT = 2514 Н.

2.2.5. Полное сопротивление при разгоне механизма                            W =WCT +Wин =2514+8900=11414 Н

2.3. Выбор электродвигателя и редуктора 2.3.1. К.п.д. механизма при движении с номинальным грузом

    -    К.П.Д. зубчатой пары редуктора. Учитывая, что в вертикальном трехступенчатом редукторе смазка колес происходит не в ванне, принимаем =0,96 - меньшее из рекомендуемых значений;

- к.п.д. зубчатой муфты; принимае = 0,99.

2.3.2. Ориентировочная статическая мощность двигателя

кВт

2.3.3. Ориентировочная пусковая мощность

                  кВт

2.3.4. Установочная мощность двигателя

                      кВт

где = 1,5... 1,7 - средняя кратность максимального момента   кранового двигателя.

2.5.5. Выбор двигателя

Для механизма передвижения тележки принят асинхронный двигатель с фазным ротором крановой серии 4МТ, имеющий следующую характеристику:

тип 4MTF 112L6

номинальная мощность (при ПВ=15%), кВт PH = 3,1

номинальная частота вращения, мин-1  ПH  = 785

максимальный момент, Н.м Тmax = 105

момент инерции ротора, кг. м2  Ip = 0,031

синхронная частота вращения, мин-1  .nc = I000

2.3.6. Ориентировочная частота вращения ходовых колес

мин-1

2.3.7. Ориентировочное передаточное число редуктора

                    


2.3.8. Минимальное межосевое расстояние редуктора

мм,

где D1 - диаметр реборды ходового колеса, мм;

h - высота центра тормоза ТКТ 200 или 7КТ 200/100, мм;

10 - гарантированный зазор между основанием тормоза и колесом, мм.

2.3.9. Необходимая мощность редуктора  

кВт

2.3.10. Выбор редуктора

Для механизма передвижения тележки принят вертикальный трехступенчатый редуктор со следующей характеристикой:

тип ............ . ............. ............... .........…..ВK 350

передаточное число ..............................Up =30,56

мощность на быстроходном валу при группе
классификации м-ма М5 и  nc= 1000 мин , кВт ..... Pp = 1,2

масса, кг ........................... . .........   m = 117

2.3.11. Действительная частоте, вращения ходовых колес

 мин-1

2.3.12. Действительная скорость передвижения тележки
м/с.

2.3.13. Действительная статическая мощность

кВт

2.3.14. Кинематическая схема механизма передвижения тележки

Структура схемы зависит от типа выбранного редуктора. Схема механизма с редуктором типа Ш показана на рис. 2.2, а с навесным редуктором ЕКН - в приложении 24. При описании последней надо подчеркнуть,


что полый тихоходный вал редуктора надевается на шлицевый вал ходового колеса и крепится гайкой 8. Реактивный момент редуктора воспринимается рамой тележки через палец 9, вставленный в корпус редуктора, и вилку 10, приваренную к раме тележки.

Рис.2.2. Кинематическая схема механизма передвижения тележки с редуктором типа ЕК:

I -электродвигатель; 2-тормоэ; 3-мотор-ная муфта типа МЗ-1; 4-редуктор тип ВК;  5-муфта   зубчатая с промежуточным валом типа МЗП; б- колесо ходовое; 7-подшипни-кн в буксах

2.4. Проверка двигателя по времени разгона

2.4.1. Момент инерции вращающихся масс

  кг.м2

где   =0,031 кг.м2- момент инерции ротора двигателя;

 = 0,030 кг.м2 момент инерции моторной зубчатой муфты МЗ-1;

 = 0,063 кг.м2 ориентировочное значение момента инерции тормозного шкива.

2.4.2. Момент инерции поступательно движущихся масс, приведенный к валу двигателя.

кг.м2


где w - углов скорость вращения двигателя

w=1,105.n = 94,5 рад/с.                          2.4.3. Суммарный момент инерции

 0,143 + 3,53 = 3,7 кг.м2.

2.4.4, Номинальный момент двигателя

Т =9550 = 9550•= 37,7 Н.м.

  

  1.  Максимальный пусковой момент

H

где     - максимальный момент двигателя;

= 0, 7 - коэффициент, учитывающий падение напряжения при разгоне двигателя.

2.4.6. Минимальный пусковой момент

Н.м.

2.4.7. Средний пусковой момент

Н.м.

2.4.8. Статический момент на валу двигателя при движении

тележки с номинальным грузом

2.4.9. Время разгона

где = 2,5 с - наибольшее допускаемое время разгона тележки грузоподъемностью 16.

2.4.10. Среднее ускорение при разгоне

где  = 0,7      максимальное ускорение, допускаемое для тележек, у которых сцепной вес составляет 50 % от полного.


2.5. Проверка двигателя на нагрев

2.5.1. Средний путь передвижения тележки

м.

2.5.2. Средняя продолжительность рабочего хода механизма

с.

2.5.3. Отношение

2.5.4. Коэффициент  

По кривой 2 графика    

 находим   =  0,87.

2.5.5. Эквивалентная мощность рабочей части цикла

где РСТ - действительная статическая мощность двигателя

2.5.6. Эквивалентная мощность, отнесенная к ПВ =15 %

Р40 = РЭ- КЭ = 1,044-0,5 = 0,544 кВт,

где  КЭ = 0,5- коэффициент для группы классификации механизма М5

Двигатель условиям нагрева удовлетворяет, так как

Р40=0,544 < РН = 3,1 кВт.

2.6 Проверка тележки на буксование при разгоне без груза

2.6.1. Сопротивление движению

Н.

2.6.2. Статический момент на валу двигателя

Н.м.


Где =0,7 – к. п. д. механизма передвижения тележки при относительной загрузке

2.6.3. момент инерции массы тележки, приведенный к валу двигателя

кг∙м2

2.6.4. Суммарный момент инерции

кг∙м2

Iвр - момент инерции вращающихся масс, приведенный к валу двигателя.

2.6.5. Время разгона тележки без груза

с,

где Тср. п. - средний пусковой момент.

2.6.6. Фактический коэффициент запаса сцепления

где пк = 4 – общее число ходовых колес тележки;

ппр = 2 – число приводных колес;

= 0,2 – коэффициент сцепления колес с рельсами для кранов, работающих в помещении;

сц] -  нормированный запас сцепления.

2.7.Выбор тормоза

2.7.1. Максимальное замедление при торможении порожней тележки без груза

2.7.2. Время торможения порожней тележки

2.7.3. Момент инерции массы тележки, приведенный к валу двигателя в условиях торможения

кг∙м2

2.7.4. Суммарный момент инерции

кг∙м2

2.7.5. Динамический момент при торможении без груза

Н∙м

2.7.6. Статический момент на валу двигателя при торможении тележки без груза и без трения реборд о рельсы

Н∙м

2.7.7. Необходимый тормозной момент

Н∙м

2.7.8. Выбор тормоза

Для механизма передвижения тележки принят двухколодочный тормоз с клапанным электромагнитом:

тип ....................................ТКГ 200

максимальный тормозной момент.... Ттм= 160 Н м

диаметр шкива .......................Dш= 200 мм

ширина шкива ......................Вш = 96 мм

масса ...................................... 37 кг.

2.8. Время  путь торможения тележки

с номинальным грузом

2.8.1. Момент инерции поступательно движущихся масс, приведенный к валу двигателя в условиях торможения

кг∙м2

2.8.2. Суммарный момент инерции

кг∙м2

2.8.3. Статический момент на валу двигателя при торможении

без трения реборд о рельсы

Нм,

где WТ -сопротивление движению груженой тележки от сил трения ;

 Кр - коэффициент, учитывающий трение реборд о рельсы.

2.8.4. Время торможения

где   ТТ - расчетный тормозной момент.

2.8.5. Путь торможения

2.8.6. Длина линейки путевого выключателя

мм

Принято lл = 18000 мм.

Рис. 2. 3. Линейка путевого выключателя

3. РАСЧЕТ ТОРМОЗА ТКТ 200 ДЛЯ МЕХАНИЗМА

ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ТЕЛЕЖКИ

3.1. Исходные данные  

тип ................................................................................ ТКТ 200

максимальный тормозной момент , Н.м .... ........... Ттм = 160

расчетный тормозной момент (см. п. 2. 7.7), Ы.м .... Тг  =   39

диаметр шкива, мм ...................................................... Dш = 200

ширина шкива, мм ....................................................... .Вш= 95

ширина колодки, мм ......................................................В =  90

угол охвата, град .........................................................    =  70°

наибольший отход колодки, мм ... .............................. =  0,6

магнит:

тип ...................................... МО- 200Б

момент, Нм. ................ . ....................................Тм.н=  40

момент от веса якоря, Нм ..................................Тм = 3,6

угол поворота якоря, град .................................. = 5,5°

- плечи рычагов , мм :…………….. ..................................l  = 305

                                                                                              l1 = 135 

                                                                                               а =  40

- масса тормоза, кг .....................................................................37

3.2. Усилия

3.2.1. Нормальное нажатие колодки на шкив

Н,

где f = 0,44 - коэффициент трения для шкива из стали марки 45 и тормозной ленты марки ЭМ-1.

3.2.2. Замыкающее усилие на концах рычагов

где  = 0,96 - к.п.д. рычажной системы тормоза.

Рис.3.1. Расчетная схема тормоза ТКТ

3.2.3. Усилие рабочей пружины при торможении

где Рв = 20.. .80 Н - усилие вспомогательной пружины.   Принято Рв= 40 Н;

Тя - момент от массы якоря;

а - плечо якоря (расстояние от шарнира магнита  до штока                 тормоза), м.

3.2.4. Ориентировочное усилие пружины при растормаживании

3.3.Расчет пружин

3.3.1. Индекс пружины

,                    принято ,

где

D - средний диаметр пружины;

d - диаметр пружинной проволоки.

3.3.2. Коэффициент кривизны

 3.3.3. Диаметр пружинной проволоки

где  - 450 МПа - допускаемое касательное напряжение для пружины из стали марки 60С2А.

По ГОСТ 14963-69 принимаем для пружины прроволоку диаметром

d = 4,0 мм.

3.3.4. Средний диаметр пружины

мм

3.3.5. Жесткость пружины

Н/мм,

где

G = 80000 МПа - модуль сдвига для пружинной стали;

i = 10 - рабочее число витков пружины

3.3.6. Деформация пружины при торможении

мм.

3.3.7. Дополнительная деформация при растормаживании

мм

3.3.8. Дополнительное усилие при растормаживании

                                      

3.3.9.Суммарная деформация пружины при растормаживании

мм.

3.3.10. Усилие пружины при растормаживании

Н

3.3.11. Шаг витков пружины

Принято  = 7 мм.

3.3.12. Длина пружины в свободном состояния

мм.

3.3.13. Длина пружины при торможении

мм

3.3.14. Длина пружины при растормаживани

3.3.15.  Характеристика пружины при сжатии до соприкосновения витков:

длина

деформация

нагрузка

напряжение

3.3.16. Длина заготовки для пружины

3.4. Проверка магнита

3.4.1. Проверка по усилию

3.4.2. Проверка по углу поворота якоря

3.5. Проверка колодок по давлению

3.5.1. Площадь соприкосновения колодки со шкивом

3.5.2. Давление колодки на шкив

где [q] = МПa - допускаемое давление для тормозной ленты марки ЭM-I  


ЛИТЕРАТУРА

  1.  Пузырьков П.И. Методические указания по выполнению расчетов
    механизмов мостового крана*- Днепропетровск: ГМетАУ, 1998,- 63 с.
  2.  Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных
    кранов. -К.: Госнадзорохрантруда, 1994.-267с.
  3.  Александров М.П. Подъемно-транспортные машины: Учебник для ву-
    зов,- 4-е изд., перераб. и доп.- М.: Высш. школа, 1965.-558с., ил.

4. Пузырьков П.И. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине "Подъемно-транспортные машины".-Днепропетровск: ДМетИ, 1990. -66с.

5. Балашов В Л* Грузоподъемные и транспортирующие машины на заводах строительных материалов: Учебник для техникумов.- М: Машиностроение, 1967.-384 с., ил.

  1.  Пузырьков П.И. Крюковые подвески грузоподъемных машин: Учебное
    пособив для студентов технических вузов. Днепропетровск: ГМетАУ, 1998.
    - 126с., ил.
  2.  Трушин Л.В., Пузырьков П.И., Коломийченко Г.П. Подъемно-транс
    портные машины: Учеб. пособие для студентов металлургических вузов.-
    Днепропетровск, 1973. - 23Ьс., ил.
  3.  Грузоподъемные машины: Учебник для вузов по специальности
    "Подъемно-транспортные машины и оборудование"/ М.П.Александров, Л.Н.
    Колобов, Н.А.Лобов и др.:-М.: Машиностроение, 1986.-400с., ил.
  4.  Курсовое проектирование грузоподъемных машин: Учеб. пособие
    для студентов машиностр. спец. вузов / С.А.Казак, В.Е.Дусье, Е.С.Куз-
    нецов и др.; Под ред. С.А.Казака. -М.: Высш. шк., 1989.- 319с.: ил.

10. Иванченко и др. Расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин. К.: Выща шк., 1978. -576с.: ил.

СОДЕРЖАНИЕ

ВЕЛИЧИНЫ И ЕДИНИЦЫ  ......................7

ЗАДАНИЕ  ......................8

1. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОДЬОД ГРУЗА

  1.  Выбор каната . .......................9
  2.  Размеры барабана  .. .......................10
  3.  Расчет элементов крюковой подвески .................. 14
  4.  Выбор электродвигателя, редуктора и тормоза .............. 15
  5.  Проверка двигателя по времени разгона ................. 18
  6.  Проверка двигателя на нагрев ............. 19
  7.  Путь торможения при подъеме крюковой подвески

без груза .................................................................................................................20

2. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ТЕЛЕЖИ

  1.  Выбор и расчет ходовых колес  .....................  21
  2.  Сопротивления движению ……………..23
  3.  Выбор электродвигателя и редуктора ………………24
  4.  Проверка двигателя по времени разгона  ………………27
  5.  Проверка двигателя на нагрев ……………… 29
  6.  Проверка тележки на буксование при разгоне без груза... …………29
  7.  Выбор тормоза  ………………31
  8.  Время и путь торможения тележки с номинальным грузом... …….......32

  1.  РАСЧЕТ ТОРМОЗА ТКТ 200 ДЛЯ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ЛИТЕРАТУРА ……………………………………………………………………. 62


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

49668. Построение модели оценки кредитоспособности заемщика 161.5 KB
  Зачастую коммерческие банки сталкиваются с проблемами неплатежей по кредиту изза того что еще на начальной стадии принятия решений о выдаче или невыдаче кредита неправильно оценили потенциальные риски что и привело к негативным результатам. На основе имеющихся данных о финансовых показателях компаний и наличия отсутствия последующих проблем с выплатой кредита мы обучим компьютерную программу только на основе данных о финансовых характеристиках компании выдавать прогноз о том сможет ли компания погасить кредит без проблем или это будет...
49671. ОЦЕНКА ФИНАНСОВЫХ РИСКОВ 917.5 KB
  Жилая недвижимость и способы ее оценки Стандартные методы анализа оценки стоимости квартир не всегда приводят к точному и адекватному результату. Существует множество методик оценки многие из них рекомендованы для применения Российским Обществом Оценки. Таким образом с помощью нейронных сетей можно добиться объективной оценки жилой недвижимости.
49672. Оценка стоимости квартир в г.Перми на основе нейросетевого подхода 807.5 KB
  Искусственные нейронные сети прочно вошли в нашу жизнь и в настоящее время широко используются при решении самых разных задач и активно применяются там где обычные алгоритмические решения оказываются неэффективными или вовсе невозможными. Нейронные сети исключительно мощный метод моделирования позволяющий воспроизводить чрезвычайно сложные зависимости. Нейронные сети привлекательны с интуитивной точки зрения ибо они основаны на примитивной биологической модели нервных систем. Искусственные нейронные сети подобно...
49675. База данных футбольного клуба 597 KB
  Разработка модели сущность связь базы данных Разработка базы данных в среде СУБД ccess 2003. Создание схемы данных