Механизм передвижения тележки

Механизм передвижения тележки.

 

Выбор кинематической схемы.

Выбираем кинематическую схему с центральным приводом. Ее достоинством является отсутствие перекоса колес при работе двигателя и тормоза во время пусков и торможений.

Статистические нагрузки на колеса.

Вес номинального груза равен Gгр=784,5 кН. Вес тележки определим по соотношению GI=(0,25…0,35) Gгр=(0,25…0,35)784,5=196,1…274,6 кН. Примем  GI=274,6 кН. С учетом коэффициента неравномерности нагружения колес максимальная статистическая нагрузка на одно колесо будет равно Рстmax=(Gгр+ GI)*2,1/4=(784,5+274,6)*1,1/4=291,2 кН. Минимальная статистическая нагрузка на одно колесо Рстmin=GI*0,9/4=274,6*0,9/4=61,8 кН.

Выбор колес.

По таблице 2.11 используя значение Рстmax, выбираем колесо диаметром D=630 мм; [Ркmax]=320 кН.

Выбор колесных установок.

По диаметру колеса выбираем стандартные колесные установки; приводную колесную установку К2РП-630 исполнения I (один конец вала со шпонкой) и неприводную К2РН-630, имеющие параметры: D=630 мм; d=110 мм; dц=130 мм; В=100 мм; mк.у.пр=471,7 кг; mк.у.непр=452,1 кг; zреб=2. Форма поверхности катания - цилиндрическая. Тип подшипника - роликовый радиальный сферический двухрядный с симметричными роликами.

Выбор подтележечного рельса.

По таблице 2.20 выбираем рельс КР-80 ГОСТ 4121-76 с выпуклой головкой. Значение b равно 80 мм. Проверим соотношение ширины дорожки катания колеса В и головки рельса b: B-b=100-80=20 мм., что не меньше нормы, указанной в табл. 2.12. Другие параметры рельса: r=400 мм; bосн=130 мм; y=6,43 см; F=81,13 см2; Jx=1547 см4; mпог=63,7 кг; Iмерн=9,0; 9,5; 10,0; 10,5; 11,0; 12,0 м; Iнем=4…12 м; материал = сталь М62.

Сопротивление передвижению тележки.

Определим вначале сопротивление, создаваемое трением. Из табл.2,13 возьмем значение u=0,8 мм, из табл.2,14- значение f=0,015. При гибком тележки по табл.2,15 k-2,0. По формуле (2.27) определим сопротивление сил трения: u=(274,6+784,5)(2*0,8+0,015*130)2,0/630=11,94 кН.

Определим сопротивление создаваемое уклоном подтележного пути. Уклон равен u=0,002. По формуле (2.28) найдем Wv=0,002(274,6+784,5)=2,12 кН.

  Определим сопротивление, создаваемое при разгоне силами инерции. При скорости движения тележки менее 1 м/с δ=1,25. Масса тележки равна 28т. Из этого значения необходимо вычесть массу кроковой подвески, совершающей вместе с грузом сложное колебательное движение. Тогда масса поступательно движущегося объекта будет равна mпост=m-m=28-3,675=24,325. По табл.2,16 примем значение a=0,5[а]-0,5*0,1=0,05 м/с2 . По формуле (2.30) найдем Wин=1,25*24,325*,0,05=1,52 кН.

Сопротивление создаваемое раскачиванием груза на гибкой подвеске, определим по формуле (2,31) W=(80+3,675)0,05=4,18 кН.

Учитывая, что кран работает в помещении,  по формуле (2,25) находим W=11,94+2,12+1,52+4,8=19,76 кН.

Выбор двигателя.

Предварительное значение к.п.д. механизма примем равным ηир.=0,9. Из табл. 2.17 примем значение ψ. По формуле (2.32) определим необходимую мощность:

N=19,76*0,5/0,9*1,55=7,08 кВт.

Выбираем двигатель типа М 211-6 ГОСТ 185-70, имеющий параметры: Nдв=8,2 кВт; ПВдв=25%; nдв=900 об/мин; Jр.дв=0,115 кг/м2; dв.дв=40 мм; mдв=120 кг.

Выбор передачи.

Частота вращения колеса равна nк=υ/(πD)=30/2,142*0,63=15,16 об/мин. Требуемое передаточное число механизма равно u=nдв/nк=900/15,16=59,37. Выберем тип редуктора ВКУ-М – вертикальный краповый усиленный модернизированный.

Определим эквивалентный момент на тихоходном валу редуктора Тр. .Аналогично механизму главного подъема примем для групп режима 4М класс нагружения В2 и класс использования А4. При этом к=0,25; кQ=0,63; tмаш=12500 ч. Частота вращения тихоходного колеса: nт=nк=15,16 об/мин. Число циклов нагружения на тихоходном валу редуктора по формуле (2.33): Zт=30*15,16*12500=5,685*106. Передаточное число тихоходной ступени редуктора предполагаем близким к значению uт=5. Суммарное число циклов контактных ηм=напряжений зуба шестерни тихоходной ступени Zр=Zтuт=5,685*106*5=28,42*106. Базовое число циклов контактных напряжений равно Zр=125*106. Коэффициент срока службы равен   кI=3√Zр/Zo=3√28,42*106/125*106=0,61

Коэффициент долговечности равен кд=кQкI=0,63*0,61=0,38. Значение кд необходимо принять не менее чем 0,63, поэтому окончательно кд=0,63.

Определим расчетный крутящий момент Тр на тихоходном валу редуктора. Будем ориентироваться на типоразмер редуктора ВКУ-765М. Ближайшее передаточное число этого типоразмера равно uр=63, что расходится со значением u на допустимую величину, равную 5,8%. К.п.д. редуктора, по данным завода-изготовителя, равен ηр=0,94. Также находим значение ωдв=πnдв/30=94,26 рад/с; Тдв.н.=Nдв/ωдв=8,2*103/94,26=87 Н м. Примем ψumax=2,0. Тогда Тпmax=Тдв.н*ψпmax=87*2,0=174 Н м. По формуле (2,34) определим расчетный крутящий момент на тихоходном валу редуктора: Тр=174*63*0,94=10300Н м. По формуле (2.15) найдем расчетный эквивалентный момент: Тр.э=0,63*10300=6492 Н м. Редуктор ВКУ-765М имеет номинальной крутящий момент на тихоходном валу, равный Тр.н=11964…14612 Н м. Следовательно условие (2,14) выполняется. Кроме указанных, редуктор имеет параметры: аwc=765 мм; dбыстр=50 мм; dп.тих=125 мм; mр=800 кг. Схема сборки редуктора 23 или 13 в зависимости от того, где расположен редуктор. Полное условное обозначение типоразмера редуктора: ВКУ-765М-50-23-У2 ТУ 24.01.3673-79.

Определение фактической скорости и к.п.д. механизма.

Фактическая скорость передвижения тележки равна υпер.т.=ωдвrк/uмех=94,26*0,315/63=0,47 м/с. Это значение отличается от заданного на 6 %, что допустимо. К.п.д. одной зубчатой муфты равен ηм=0,99. Поставим одну муфту между двигателем и редуктором (зубчатую муфту 1-го типа – с наружной обоймой) и между редуктором и колесом также одну муфту (зубчатую муфту 2-го типа – с промежуточным валом). Поэтому ηмех= ηм ηр ηм=0,99*0,94*0,99=0,92. Данное значение к.п.д. мало отличается от принятого предварительно, поэтому перерасчет мощности не делаем.

Выбор муфт.

По диаметрам концов соединяемых валов выбираем муфты: для быстроходного вала- зубчатую муфту 1-1600-40-2-50-2-2У2 ГОСТ 5006-83; для тихоходного вала- зубчатую муфту 2-25000-125-1-110-1-2У2 ГОСТ 5006-83. Параметры муфты на быстроходном валу: Тм.п.=1600 Н м; Jм=0,06 кг м2; dлевmax=dправmax=55 мм; mм=9,2 кг. Параметры муфты на тихоходном валу: Тм.в=25000 Н м; Jм=2,25 кг м2; dлевmax=dправmax=140 мм; mм=100 кг.

Выбор тормоза.

По формулам, приведенным в параграфе 2.2 находим значения: Wу0 Wин0 Wтр0 Wу0=uGт=0,02*274,6=0,55 кН; Wин0=δmа=1,25*28*0,05=1,75 кН; Wтр0=Gт(2μ+fdц)ктрол/D =274,6(2*0,8+0,015*130)1,0/630=155 кН. По формулам (2,37) находим значения соответствующих крутящих моментов, приведенных к первому валу механизма:

Ту0=0,55*103*0,315*0,92/63=2,53кН; Тин0=1,75*103*0,315*0,92/63=8,05 Н м; Тгр0=1,55*103*0,315/(63*0,92)=8,42 Н м. Здесь ηмех=ηмех=0,92, так как тормоз планируем ставить на втором конце вала двигателя с целью повышения удобства обслуживания.

Расчетный тормозной элемент механизма по формуле (2,36) будет равен Тт.р.мех=2,53+8,05-8,42=2,16 Н м. Расчетный тормозной момент тормоза равен Тт.р=Тт.р.мех=2,16 Н м., так как тормоз в механизме один.

Выбираем тормоз типа ТКГ, так как электрогидравлический толкатель, являющийся приводом тормоза, служит одновременно своеобразным демпфером, снижая динамику замыкания тормоза. Это благоприятно скажется на сцеплении колес тележки с рельсами при торможении.

 Выбираем типоразмер  тормоза: тормоз ТКГ -160-У2-50-380-40 ОСТ 24.290.08-82, имеющий следующие параметры: Тт.п.=98 Н м; Dт.ш=160 мм; Вк=70 мм; Ршт=157 Н; hштmax=25 мм; Lуст=200 мм; mтор=25кг. Типоразмер электрогидравлического толкателя – ТЭГ-16М.