Проект мостового крана

де   [ ] - допустимі напруження при згині,

,

 =290МПа - межа витривалості при згині [8, табл.3.2];

[n] =1,4 -  запас міцності на згинання [8, табл.3.6];

 k_б^’ =1,4 -  коефіцієнт концентрації напружень [8, табл.3.7].

 

г) Вибір і розрахунок підшипників  блоків.

Кожен з блоків встановлюється на двох радіальних однорядних шарикових. Вибір підшипників виконується  за діаметром осі з урахуванням  динамічної вантажопідйомності.

Радіальне навантаження на один підшипник

                          ,                 (13)                    

де  n - кількість блоків.

Еквівалентне навантаження згідно з типовими графіками навантаження механізмів може визначатися для різних груп режиму роботи за виразами [8]:

.

Приведене навантаження:  

                                                     (14) 

де  V   коефіцієнт обертання; V = 1,2  - коли обертається зовнішнє кільце підшипника;  k_б = 1,2 - коефіцієнт безпеки [1, табл.18].

Необхідна динамічна вантажопідйомність

,                                        (15)

де     показник степеня:  = з для шарикопідшипників; L - номінальна довговічність підшипника,

млн.хв.                                            (16)

L_h - строк служби підшипника згідно з групою режиму роботи, хв;

n_б  - частота обертання блока, об/хв,

,                                (17)

V_вж=0,14 - швидкість підйому вантажу, м/с.

За отриманими значеннями діаметра осі та динамічної вантажопідйомності вибирають із каталогу [1, табл.20] радіальні однорядні підшипники №216 ГОСТ 8338-75 з С=70200 Н, С₀=45000 Н, d=80 мм, D=140 мм, В=26 мм.

д) Визначення висоти і діаметра гайки крюка.

Матеріал для виготовлення гайки  крюка сталь 45. Висота гайки розраховується з умови недопущення зминання різьби. При цьому допустиме напруження на зминання приймається [ ] = 30... 35 МПа.

Висота гайки повинна бути не менше

,             (18)

приймаю Н=45мм.

де  t =10 - крок різі;

d_з =80 і d_в=69  - зовнішній і внутрішній діаметр різьби крюка.

Після розрахунку висота гайки призначається  з урахуванням довжини різьби на хвостовику крюка і необхідності встановлення стопорної планки, Зовнішній  діаметр гайки:

D_З = 1,8d_З =1,8∙80=144мм.

 

2.3 Розрахунок  потужності і вибір двигуна,  вибір редуктора

Розрахункова потужність двигуна  механізму  підйому  вантажу  при  підйомі номінального вантажу, кВт

                                                      

де  G_в -  сила тяжіння маси вантажу, кН;

V_в=0,14  - швидкість підйому вантажу, м/с;

=0,85 -  ККД механізму підйому [1, табл.2].

З каталогу [1, табл.24,25] вибираю електродвигун  змінного струму з фазним ротором  і виписую тип двигуна МТF 511-8, потужність N=34 кВт, частоту обертання n = 695хв^-1, максимальний момент М_mах =1020 Нм, момент інерції ротора І_p =1,095. Виходячи з того, що кран працює з вантажами не лише номінальними, але й з меншими ніж номінальний, потужність двигуна механізму підйому може бути меншою від розрахункової на 15...20%, з урахуванням подальшої перевірки двигуна на нагрівання.

Номінальний момент на валу двигуна, Нм

,           

                                    (27)

(розмірність  N -  в кВт,  n -  в хв^-1).

Розрахункове передаточне число  редуктора:

   ,                                                      (19)                        

де n_б -  частота обертання барабана, об/хв

,                                                     (20)             

V_k =V_в∙ u∙60=33,6м/хв - швидкість каната при навивці на барабан.

Редуктор механізму підйому  вибирають   виходячи з  розрахункового обертального моменту на тихохідному  валу,  частоти  обертання  ротора двигуна, групи режиму роботи  механізму  і  необхідного  передаточного  числа.

Обертальний момент на тихохідному  валу редуктора

,   (21)

де  а  - кількість віток канату, закріплених на барабані;

=0,96  -   ККД барабана [1, табл.2].

З каталогу [1, табл.66] вибираю редуктор і виписую його тип  Ц2-350, сумарну міжосьову відстань а_w=350мм, передаточне число u_p=40 при режимі роботи М5, схемі збірки 14.

Фактична швидкість підйому  вантажу

                                   (22)             

і фактична частота обертання барабана

    (23)

2.4. Вибір гальма  і муфт механізму підйому

2.4.1. Вибір гальма

Гальмо встановлюється на швидкохідному  валу механізму.

Розрахунковий гальмівний момент

M_г = k_г М_ст.г=1,75∙170,884=299Нм,   (24)

де  k_г=1,75-  коефіцієнт запасу гальмування [1, табл.Д.46];

М_ст.г   -  статичний момент на валу двигуна при гальмуванні ,

              (25)        

З каталогу гальм [1, табл.Д.48]  вибираю двоколодкове гальмо з електрогідроштовхечем типу ТКТГ-300М з максимальний  гальмівним  моментом М=800 Нм,  діаметром гальмівного шківа D = 300мм.

 

2.4.2. Муфта між  двигуном і редуктором

Між двигуном і редуктором встановлюється зубчаста або втулково-пальцева муфта  з гальмівним шківом [1, табл.29,30].   Муфту вибирають згідно з  типорозміром прийнятого гальма  і  виписують  характеристики муфти: діаметр гальмівного  шківа  D_г, найбільший обертальний момент, який може передати муфта М, момент інерції І_м.

Розрахунковий момент для муфти  може бути визначений за виразом

M_p = k₁k₂M_CT=1,3∙1,1∙236,52= 338,2Нм ,                      (26)         

де  k₁=1,3 і k₂ =1,2- коефіцієнти, які враховують, відповідно, ступінь

відповідальності та умови роботи муфти [1, табл.26]; М_ст  - статичний момент на валу двигуна при підйомі номінального вантажу, 

.                   (27) 

   За [1, табл. Д.31]  приймаємо муфту втулочно-пальцеву з D_г=200 мм,

М_max = 500 Нм, І_м = 0,1274 кг·м².

            

2.4.3. Муфта між редуктором і  барабаном

Для з’єднання вала барабана з тихохідним валом редуктора  застосовується вмонтована в барабан зубчаста напівмуфта.

За [7.табл. 11] приймаємо муфту зубчату кількістю зубців z=54 та

модулем m=8.

2.5. Перевірка правильності  вибору електродвигуна

 

2.5.1. Перевірка  двигуна на тривалість пуску

Середня тривалість пуску при підйомі номінального вантажу

,                             (28)

де  I_зв -  момент інерції рухомих мас механізму,  зведений  до

      вала двигуна

 

 

б = 1,05...1,25   коефіцієнт,  що  враховує  момент  інерції  мас деталей, які обертаються повільніше, ніж вал двигуна;

І_Р=1,095кгм², І_м =0,1274кгм² -  момент інерції ротора електродвигуна і муфти, встановленої між двигуном і редуктором;  g = 9,81 ;

D_б -  діаметр барабана по центру навитого канату;

U_м - загальне передаточне число механізму,  ;

-  кутова швидкість вала  двигуна,  

    ,   (29)

М_СТ  - статичний момент на валу двигуна при підйомі номінального вантажу.

М_п.ср - середній момент електродвигуна в період пуску,

;

.

Середнє прискорення при пуску  механізму  підйому  з  номінальним  вантажем

^{,                                    (30)}

де  V_Вж^Ф=0,0728м/с²   фактична швидкість підйому вантажу.

Рекомендовані значення прискорень в  кранових механізмах  наведено в (1табл.23).

2.5.2. Визначення тривалості  гальмування механізму підйому

Для відрегульованого на розрахунковий  гальмівний  момент  гальма тривалість гальмування механізму підйому

,                   (31)

 

де  I_пр   момент інерції рухомих мас механізму при гальмуванні, приведений до вала двигуна

,   (32)

(знак "плюс" відповідає тривалості  гальмування при підйомі вантажу, знак "мінус"   при опусканні вантажу). Значення  тривалості  гальмування  рекомендується  мати  в  межах тривалості пуску двигуна.

Прискорення при гальмуванні вантажу, що опускається

.                                 (33)

2.5.3. Перевірка  двигуна на нагрівання

1. Визначається середній робочий  шлях механізму  l_ср=0,5∙Н=0,5∙10=5м.  Орієнтовні дані про середні робочі шляхи наведено [1, табл.42].

2. Визначається середня тривалість  робочої операції

,    (34)

де  v   номінальна швидкість виконання робочої операції.

3. За відношенням  t_п/t_p =0,19/35,71=0,005  (де  t_п -  час несталого режиму,  напр. час пуску) з використанням графіка [1, стор. 42] визначається коефіцієнт  =0,75.

4. Еквівалентна потужність робочої  частини циклу механізму

N_с = ∙N=0, 75∙16803,95=12603 Вт,

де  N  - статична потужність, яка  необхідна для виконання  робочої  операції з номінальною швидкістю

                 (35)

5. Еквівалентна потужність, віднесена  до тривалості вмикання (ТВ)

                       

,                              (36)

де   К_е=0,5    -  коефіцієнт,  що  залежить  від групи режиму  роботи механізму [1, табл.43].

6. Двигун вважається вибраним  вірно, якщо значення  N_тb менше від номінальної потужності двигуна при відповідній ТВ.

N_ТВ < N

< Вт

2.6. Розрахунок  вузла барабана

2.6.1. Розрахунок  довжини барабана і товщини  стінки

Довжина каната, навитого на одну половину барабана

.    (37)

 

Кількість витків нарізки на одній  половині барабана

,               (38)                    

де   (1,5... 2)  - кількість запасних витків.

Довжина нарізки на одній половині барабана

l_H=z_B.t_H=42∙18,47=0,775м ,

де  t_н =18,47 - крок нарізки барабана для відповідного  діаметра  канату[1, табл.8].

Повна довжина барабана

    

,                        (39)

де  l_З = 2 t_Н -   довжина ділянки барабана з кожної  сторони,  яка

використовується для закріплення канату.

Барабани виготовляють литими з  чавуну СЧ15 з межею міцності на стиск  = 700 MПа або із сталі (литі, зварні). З розрахунку на стиск товщина стінки барабана

,                     (40)         

де  ,  k=4,25 - коефіцієнт запасу міцності [1, табл.10].

З умов технологічного процесу виготовлення литих барабанів, товщина стінки повинна бути не менше 12 мм і визначається за формулами:

для чавунних барабанів    = 0,02 D_б + (6...10) =12мм.

 
        2.6.2. Розрахунок осі барабана та вибір підшипників

Вісь барабана виготовлена з  сталі 45 ГОСТ 1050-74. При спрощеному розрахунку осі барабана визначають її діаметри в небезпечних перерізах за напруженнями згину. Визначившись з компоновочною схемою вузла барабана складають розрахункову схему осі (рис.2.3). Для визначення геометричних розмірів l, а, b, d за розрахунковими та вибраними параметрами викреслюють в масштабі габарити редуктора, барабана з ступицями, опори осі барабана в розрізі, в тому числі зубчасту напівмуфту. Розміри а, d призначаються конструктивно з умови можливості виконання монтажних та ремонтних робіт.

Небезпечними маємо перерізи  1-1  і  2-2, які співпадають з  осями ступиць барабана, і переріз  3-3  більш навантаженої цапфи осі.

;                      (41)                

.                  (42)                

 

 

Рис. 2.3. Розрахункова схема осі барабана

 

Реакції в опорах:

;   (43)

.   (44)

 

Величина    R_а    до  того  ж  є  уточненим значенням консольного навантаження на тихохідний вал редуктора.

Згинальні моменти в перерізах  1-1  і  2-2

;

.