Проект мостового крана

За  отриманими значеннями будується епюра згинальних моментів і визначається діаметр осі

,   

де [ ] - допустиме напруження матеріалу осі на згин; для сталі 45

[ ] = 55 МПа.

 

Приймаємо d₀=65мм.

Вісь барабана встановлюємо на шарикопідшипниках радіальних сферичних дворядних №1313 [1, табл.21,22] з d=65мм, D=140мм, В=33мм. Кінець тихохідного вала редуктора виконано з зубчастою муфтою. За розрахунковим навантаженням на підшипник

,

де k_б = 1,2 - коефіцієнт безпеки, з каталога вибирають підшипник, зовнішній діаметр якого рівняється діаметру виточки тихохідного вала редуктора.

Після цього перевіряється міцність цапфи в перерізі  3-3 з умови

,                   (45)

де  B, d - ширина і внутрішній діаметр підшипника.

2.6.3. Розрахунок  кріплення канату до барабана

Для кріплення канату до барабана використовують притискні планки з  напівкруглими канавками (рис. 7). Канат утримується від переміщення силою тертя, яка виникає між канатом і планкою та між канатом і барабаном. Планки призначаються в залежності від діаметра канату [7, табл.19]. P=20мм, L=65мм, B=55мм, H=18мм, R=14мм, h=3мм, d=22мм. Перевіряється міцність болтів, якими притискні планки закріплюються на барабані.

Рис.2.4. Кріплення каната до барабана.

 

 

Внаслідок наявності на барабані запасних витків канату (1,5...2) натяг канату

перед притискною планкою значно менший, ніж зусилля в вітці канату, що навивається на барабан

 

,                                 (46)

 

де  f = 0,1...0,16  - коефіцієнт тертя між канатом і барабаном;

  е = 2,72  - основа натурального логарифма;

  =    кут обхвату канатом барабана.

Зусилля розтягу одного болта

 

,           (47)

де  f₁  - приведений коефіцієнт тертя між канатом і планкою. При використанні планок з напівкруглими канавками f₁ = f;

- кут обхвату барабана канатом при переході від однієї канавки планки до іншої; при одноболтових планках

Одночасно з розтягом болт зазнає згину від сили тертя  між планкою і канатом, яка намагається зсунути планку в напрямку дії зусилля в канаті.

Сумарне напруження в болті

 

^,  (48)

де     - коефіцієнт запасу;

       - коефіцієнт, який враховує напруження обертання при затягуванні болта; l  - плече дії сили  F

   = 19,294мм - внутрішній діаметр різьби болта.

 

Сумарне напруження повинно бути не більше допустимого напруження розтягу болта, тобто ,

де =800МПа - межа текучості матеріалу сталі40Х.

                      , .

 

3. РОЗРАХУНОК  МЕХАНІЗМУ ПЕРЕСУВАННЯ ВАНТАЖНОГО  ВІЗКА

Механізм пересування вантажного візка крана (рис.3.1) складається з електродвигуна 1, гальма 2, вертикального редуктора 3, вихідний вал якого за допомогою муфти 4, з’єднується з привідним х.к. 5.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис.3.1 Схема механізму пересування вантажного візка.

3.1. Розрахунок  ходових коліс вантажного візка

Навантаження на ходове колесо

,                       (49)              

де  G_вв  - вага вантажного візка;

  =4 - кількість ходових коліс вантажного візка.

      Розрахункове навантаження на ходове колесо

,                         (50)

  

де  k₁ =1,1 - коефіцієнт,  який  враховує  режим роботи  механізму

      [1, табл.54];

      =0,8 -  коефіцієнт,  який   враховує   змінність   навантаження

      [1, табл.55],

В залежності від конструктивної схеми  крана приймають тип ходових  коліс і тип рейки для пересування  вантажного   візка.

З каталога [1, табл.56 58] за розрахунковим  навантаженням вибираю ходові колеса дворебордні ГОСТ 3569-74 К2Р-400*100 і виписую характеристики: діаметр D_k=400 мм, ширину бігової доріжки В_k=100 мм,

 

діаметр цапфи d_ц=95 мм для встановлення ходового колеса.

 З каталога [1, табл.59 - 61] приймаю рейку Р43 ГОСТ 7173 – 75. Матеріал коліс сталь 45 В=114 мм, С=70мм, R=300мм, r=13мм.

Перевірка  напружень зминання в зоні  контакту  колеса  з  рейкою виконується виходячи з умови

,

де   = 450 МПа -  допустимі напруження  зминання,  які можна прийняти згідно з [1, табл.63].

Контактні  напруження  при  лінійному  контакті  колеса  з  рейкою

,            (51)                   

де  b = 70 -  робоча ширина рейки або довжина лінії контакту;

      R_k =225 мм -  радіус ободу ходового колеса;

  E_пр - приведений модуль пружності при різних модулях пружності колеса  Е₁ і рейки Е₂   [7, табл.63],

.       (52)                                   

3.2. Визначення  опору пересуванню вантажного  візка

Статичний опір пересуванню візка в сталому  режимі роботи визначається як опір сил  тертя, вітрового навантаження, від  ухилу колії:

.                                     (53)                                                                     

Опір  сил тертя

      (54)

 

де  d = 0,55 - діаметр цапфи для встановлення ходового колеса;

  f =0,015 - коефіцієнт тертя в підшипниках коліс [1, табл.67];

=6×10^-4 - коефіцієнт тертя кочення колеса по рейці [1, табл.65];

  k_P=2,5 - коефіцієнт, який враховує опір від тертя реборд коліс по

рейці  [1, табл.64].

3.3 Розрахунок  потужності і вибір двигуна,  вибір редуктора

При   пересуванні   вантажного   візка   з   номінальним   вантажем

Потужність двигуна

,    (55)

де  W_ст -  опір пересуванню візка;

V_вв  - швидкість пересування вантажного візка;

=0,8 - ККД механізму, [1, табл.2].

З каталога  [1,  табл.24,25]  вибирають  електродвигун  змінного струму з  фазним ротором і виписую: тип  двигуна MTF 012-6, потужність N=2,7 кВт,

частоту обертання n =840 об/хв, максимальний момент  М_max =57 Нм, момент інерції ротора I_p=0,0293кг∙м²_.

Розрахункове передаточне число  редуктора

,     (56)

де n_б -  частота обертання барабана, об/хв,

,   (57)

Редуктор   механізму   пересування   вантажного   візка   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

,  (58)

де  =0,96 -    ККД барабана [1, табл.2].

Із каталогу вибираємо редуктор типу ВКУ – 500М, сумарна міжвісьова відстань a_ω = 500 мм, передаточне число U = 20, потужність на швидкохідному валу М = 3,3 кН∙м, частота обертання швидкохідного валу n_Ш = 960 хв^-1,    

Фактична швидкість пересування  візка

   (59)

і фактична частота обертання барабана

.    (60)

3.4. Вибір муфт  механізму пересування вантажного  візка

3.4.1 . Муфта між  двигуном і редуктором

Між двигуном і редуктором встановлюється втулочно-пальцева з гальмівним шківом [1, табл.29,30], яка вибирається за розрахунковим моментом .

  (61)

де, - коефіцієнти які враховують, відповідно, ступінь відповідності та умови роботи муфти (табл. Д.26).

Статичний момент на валу двигуна  при пересуванні візка з номінальним 

вантажем:

.  (62)

За розрахунковим моментом вибирають  муфту втулочно-пальцеву муфту і  виписують характеристики : діаметр  гальмівного шківа D_г=200мм, найбільший обертальний момент, який може передати муфта М_мах=500 Нм, момент інерції I_м=0,1274 кг∙м²  [1, табл. 30].

3.4.2 Вибір муфти між редуктором і ходовими колесами.

Обертальний момент , який повинна  передати муфта чисельно дорівнює моменту  на тихохідному валу редуктора  .

Розрахунковий момент, за яким вибирається  муфта із каталога:

,  (63)

де - коефіцієнти які враховують, відповідно, ступінь відповідності та умови роботи муфти.

Приймаю:

із (табл. Д 28, 1) приймаю зубчасту муфту№3 із слідуючими параметрами d=80мм, Nоб=6300Нм ,I=0,25кгм , z=48 , b=20, №3.

3.4.3.Розрахунок  гальмівного моменту і вибір  гальма.

Для забезпечення запасу зчеплення  з рейками коліс механізму  пересування при ненавантаженому  крані із вантажним візком, встановленим у крайньому лівому положенні  повинно бути не більше:

  (64)

де, кількість привідних, загальна кількість коліс механізму пересування,

- коефіцієнт щеплення колеса  з рейкою,

- запас зчеплення,

Тривалість гальмування приводу  з умови максимального допускного прискорення:

.   (65)

Мінімально допустима тривалість гальмування,

,   (66)

де  - допустиме значення гальмівного шляху, яке визначається згідно з (табл. Д70 [1]).

Необхідний гальмівний момент на валу двигуна при гальмуванні приводу опори не навантаженого крану,

,  (67)

.  (68)

Приймаємо гальмо з мін. гальмівним моментом:

Із каталога приймаю колодкове  гальмо типу ТКТ змінного струму

(ТКТ – 200/100, Р=0,09МПа, Тип магніту МО – 100Б, м =5кг).

3.5.Перевірка  правильності вибору електродвигуна.

а)Визначаємо середню робочу відстань механізму  . Орієнтовані данні про середні робочі відстані кранових механізмів наведено у таблиці (Д.42 [1])

,   (69)

значення робочої відстані вантажного візка.

б)Визначаємо середню тривалість робочої  операції

,    (70)

де V=0,4 м/с.

в)За відношенням (де - несталого режиму - час пуску) з використанням графіка [7 ст.42] визначаємо коефіцієнт

=196200,

=0,40 м – діаметр колеса,

=20 – передаточне число механізму,

=0,8 ккд механізму,

g=9,81 м/с.

,  (71)

де 

-середній момент електродвигуна  в момент пуску,

=40 Нм, максимальний момент на валу електродвигуна,

,   (72)

із (рис. Д1.[1]) визначаю .

г)Еквівалентна потужність робочої  частини циклу механізму,

де  5364,95 Вт – статична потужність, яка необхідна для виконання робочої операції з номінальною швидкістю.

.  (73)

д)Еквівалентна потужність, віднесена  до тривалості вмикання (ТВ)

  (74)

 

 

де  при (М6) – коефіцієнт що залежить від групи режиму роботи механізму (табл. Д.43 [1]).

ж)Двигун вважається підібраним вірно, якщо значення є меньшим від номінальної потужності двигуна при відповідній  тривалості вмикань

Умова виконується, отже двигун вибрано  вірно.

 

3.6. Перевірка  на зчеплення приводних коліс з рейкою.

Фактичний коефіцієнт запасу зчеплення  приводних  коліс:

   (75)

де  W_ст.х- опір пересуванню без вантажу:

Статичний момент на валу двигуна:

,  (77)

де  ККД механізму пересування візка при відповідному навантаженні.

Момент інерції рухомих мас  механізму, приведений до вала двигуна

, (78)

де  - момент інерції маси вантажного візка.

,  (79)

умова виконується, отже зчеплення коліс з рейкою забезпечується.

4. РОЗРАХУНОК  МЕХАНІЗМУ ПЕРЕСУВАННЯ КРАНА

4.1.Вибір схеми  механізму.

Вибір і розрахунок ходових коліс.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Так як у нашому випадку  , то приймаємо роздільний привід.

 

 

 

Рис. 4.2 Конструктивна схема механізму пересування мостового крана, з роздільним приводом.