Проектирование мостового крана

 

Рис. 2.1. Схема крепления каната к  барабану

В этом случае натяжение каната перед накладкой определим по формуле[4, стр. 63]:

                                              

,                                              (2.1)

где - максимальное рабочее натяжение в канате при подъеме груза; S_k=20,4 кН - натяжение в ветви барабана; ψ₂=1,2- динамический коэффициент нагрузки во II случае нагружения;

.

- минимальный коэффициент трения  между канатом и поверхностью  барабана[4, стр. 63]; рад - минимальный угол обхвата барабана неприкосновенными витками[4, стр. 63];

 

Допускаемое напряжение растяжения в шпильке:

                                                   

,                                                 (2.2)

где - запас прочности; - предел текучести для шпилек, изготовленных из стали 45Х;

.

 

Сила, растягивающая шпильку, определяется по формуле:

                                   

,                                       (2.3)

Изгибающая шпильку:

                                                   

,                                               (2.4)

Суммарное напряжение в каждой шпильке рассчитывается по формуле:

                          

,                                    (2.5)

где z – число шпилек на накладке; - приведенный коэффициент трения между канатом и накладкой с трапецеидальным сечением канавки: , - угол наклона боковой грани канавки; =1,5  коэффициент запаса надежности крепления каната; =0,016м – расстояние от головки шпильки до барабана; - диаметр шпильки[3, стр. 63].

Подставим численные значения в формулы (2.3), (2.4) и (2.5):

 

 

 

 

 

 

Таким образом, условие прочности  выполняется.

 

 

 

 

 

 

 

 

2.2. Проверка  оси барабана

Ось барабана необходимо проверить  по условию прочности на изгиб:

                                                

,                                          (2.6)

Рис. 2.2. Расчетная  схема оси барабана

 

 

 

Из расчетной схемы (рис. 2.2) определим реакции в опорах R1 и R2:

 

 

 

На рис. 2.3 представлена эпюра  изгибающих моментов. Опасным является сечение А-А, так как оно ослаблено  шпоночным пазом.

Рис 2.3. Эпюра  моментов

Определим момент сопротивления  сечения, ослабленного шпоночным пазом  по формуле[3, с.227]:

                                 

,                                        (2.7)

где d = 0,07 м - диаметр опасного сечения; b = 0,02 м - ширина шпоночного паза; h = 0,0075 м - глубина шпоночного паза;

 

 

Допускаемые напряжения:

                                                  

                                                    (2.8)

где - предел текучести для стали 45; - запас прочности для поковки [3, с.232, т.I.63];

;

 

Условие прочности на изгиб  выполняется, следовательно, выбранные  размеры оси барабана правильны.

2.3. Проверка  подшипников качения

В качестве правой опоры барабана выбран радиальный шариковый сферический подшипник ГОСТ 28428-90:

внутренний диаметр d = 70 мм;

наружный диаметр D = 150 мм;

статическая грузоподъемность C₀ = 190 кН [5,с.168].

Данный подшипник проверим на статическую грузоподъемность.

Статическая грузоподъемность подшипника определяется как статическая  радиальная нагрузка, которой соответствует общая остаточная деформация
тела качения и колец в наиболее нагруженной зоне контакта, равная 0,0001 диаметра тела качения. Необходимо, чтобы величина действующей на подшипник нагрузки
не превышала статическую грузоподъемность:

                                                                                                       (2.9)

где - радиальная составляющая статической нагрузки.

В этом случае остаточная деформация мала и она не снижает работоспособности  подшипника.

Радиальная составляющая статической нагрузки:

 

 

В качестве левой опоры оси барабана выбран радиальный роликовый сферический подшипник ГОСТ 24696-81:

внутренний диаметр d = 60 мм;

наружный диаметр D = 130 мм;

статическая грузоподъемность C₀ = 166 кН;

динамическая грузоподъемность С =235 кН [5,с.168].

Данный подшипник проверим на динамическую грузоподъемность.

Метод проверки подшипников  по динамической грузоподъемности применяют  в случаях, когда частота вращения кольца  n > 1 об/мин.

В качестве критерия работоспособности  используем номинальную долговечность  подшипника в часах:

                                                                               (2.10)

где - эквивалентная нагрузка; - частота вращения; m - показатель степени (для роликоподшипников m = 10/3 [6,c.211]).

Эквивалентная нагрузка для радиальных роликовых  подшипников:

                                                                          (2.11)

где - коэффициент радиальной нагрузки [6,c.212];

- коэффициент вращения, зависящий  от того, какое кольцо подшипника  вращается [5,c.212];

- коэффициент условий работы [3, c.236];

- температурный коэффициент [6, c.212];

- радиальная нагрузка;

 

Номинальная  долговечность  подшипника в часах:

 

Определим скорректированный  по уровню надежности и условиям применения расчетный ресурс:

                                                                                 (2.12)

где - коэффициент долговечности (при вероятности безотказной работы 90%);

- коэффициент, характеризующий  совместное влияние на долговечность  особых свойств металла деталей  подшипника и условий его эксплуатации.

Скорректированный  ресурс:

 

L = 7000ч. – значение рекомендуемого ресурса подшипников для режима работы 5М [2, c.234].

 

Таким образом, выбранные  подшипники удовлетворяют условиям долговечности.

 

 

 

 

2.4. Проверка  соединения барабан-редуктор

Болты следует рассчитать на срез и на смятие боковой поверхности, поскольку они устанавливаются без зазора.

 

Рис. 2.4. Расчетная схема болтового соединения

Условие прочности на срез для болтов, установленных без зазора имеет вид:

                                            

,                                     (2.13)

где =16 мм-диаметр болта; - сила, действующая на один болт:

                                              

,                                             (2.14)

Где М = 30 кНм - вращающий момент на тихоходном валу редуктора; - количество болтов; D_бол = 492,5 мм - диаметр расположения болтов;

 

Допускаемые касательные напряжения:

                                              

                                           (2.15)

где - предел текучести для болтов из стали 45Х ;

Подставим числовые значения в (2.13):

 

Таким образом, условие прочности  на срез выполняется.

Условие прочности на смятие:

                                        

,                                          (2.16)

где - допускаемые напряжения смятия

 

 

 

Условие несминаемости выполняется.

 

3. Расчёт механизма передвижения  тележки

3.1.  Определение массы тележки

Предварительно определим  массу крановой тележки по формуле  [1, стр 15]:

                        .                            (3.1)

3.2. Выбор ходовых колёс и расчёт их на контактную долговечность

Примем количество ходовых  колёс n=4. Максимальная статическая нагрузка на одно колесо рассчитывается по формуле:

                                     

,                                                 (3.2)

 

На основе полученных результатов  обосновываем выбор рельсовых колес  с использованием справочных данных [3, стр.319] по условию:

P≤Pдоп,

где Pдоп – нормативное значение нагрузки на рельсовое колесо.

Параметры рельсового колеса по ГОСТ 3569-74:

- предельно допустимая  нагрузка на рельсовое колесо  Pдоп = 100 кН;

- диаметр дорожки катания  колеса D = 32 см = 320 мм;

- диаметр реборды рельсового  колеса Dmax =380 мм;

- диаметр цапфы колеса  dц = 64 мм;

- ширина обода колеса  B = 80 мм;

- тип рельса Р43 ГОСТ 6368-82;

- радиус закругления головки  рельса R = 300 мм.

Напряжения в контакте обода колеса и рельса с выпуклой головкой определяем по формуле:

                                    

                                     (3.3)

где К – коэффициент, зависящий от отношения радиуса закругления головки рельса R к диаметру колеса D ; при =0,9 принимаем коэффициент К=0,123 [3, стр.320]),  - коэффициент, учитывающий влияние касательной нагрузки на напряжения в контакте; при принимаем =1,05; - коэффициент динамичности пары колесо – рельс, определяемый по формуле:

                                                    (3.4)

где - номинальная скорость передвижения, м/с; - коэффициент, зависящий от жесткости кранового пути, с/м (для рельс на металлических балках а=0,15 с/м [3, стр.320]); Р – максимальная статическая нагрузка на колесо, кН; D – диаметр колеса, см.

Подставим числовые значения в формулу (3.3):

 

Вычислим  полное число оборотов колеса за срок службы по формуле:

                                       

,                                     (3.5)

где D – диаметр колеса, см; - усредненная скорость передвижения колеса, м/с;

                        ,                                       (3.6)

где - коэффициент, зависящий от отношения времени неустановившегося движения (суммарного времени разгона и торможения) к полному времени передвижения t, [3, стр.320]; - номинальная скорость передвижения, м/с; - машинное время работы колеса в часах за срок его службы, для режима работы 4М  [3, стр.322].

Подставим значения в формулу (3.5):

 

 

Приведенное число оборотов колеса за срок службы определяется как:

                                                  

,                                               (3.7)

где - коэффициент приведенного числа оборотов, исходя из отношения =,  =0,16 [3, стр.323]. 

Тогда, подставим числовые значение в (3.7):

 

Допускаемое напряжение рассчитаем по формуле:

                                    

                                               (3.8)

где - значение допускаемого напряжения при приведенном числе оборотов колеса для стали сталь 45 =610 МПа по ГОСТ 1050-74 [3, стр.321]. 

Таким образом, допускаемое  напряжение будет равно (3.8):

 

 

следовательно, условие выполняется.

Таким образом, условие  контактной долговечности выполнено.

3.3. Определение сопротивления передвижению

Статическое сопротивление  передвижению, без учета ветровых нагрузок (кран работает в помещении), определяется по формуле:

                                                                                             (3.9)

где - сопротивление от трения в ходовых частях;   – сопротивление от уклона пути.

Сопротивление от трения в  ходовых частях можно рассчитать по формуле:

                             ,                             (3.10)

где _o и - вес груза с грузозахватом и тележки (для опор кабельного крана – их составляющие по нормали к пути); и -  диаметры колеса и его цапфы; для тележек ( =250 мм) при (из соотношения ). - коэффициент трения подшипников, приведенный к цапфе колеса ( =0,015 [3, стр.237]); - коэффициент трения качения, значения которого для качения стальных колес по рельсу  ( =0,4 [3, стр.421]); - коэффициент, учитывающий трение реборд и ступиц колес ( =2,0 [3, стр.422]).

Подставим численные значения в (3.10):

 

 

Сопротивление движению от уклона пути определим по формуле:

 

                                       

,                                           (3.11)

где i = 0,002 – уклон пути [2, т.2, стр.423].

Тогда, подставив численные  значения в (3.11), получим:

 

 

Таким образом, статическое  сопротивление передвижению будет  равно:

 

 

3.4. Нахождение статической мощности

Выбор двигателя производится по статической мощности.

Статическая мощность двигателя определяется по формуле:

                                                                                                (3.12)

где – номинальная скорость передвижения, ; – общий кпд механизма передвижения, .

Тогда статическая мощность двигателя будет равна:

 

В конструируемой тележке  будет 2 приводных колеса, поэтому  Nk=Nc/2=1,02 кВт.