где скорость подъема груза, м/мин,

Таким образом

2.10 Определение статической мощности двигателя, выбор типового электродвигателя

Максимальная статическая мощность двигателя, которую должен иметь механизм в период установившегося движения при подъеме номинального груза, равна

                                                  (17)

где предварительное значение КПД механизма,

Так как крановые двигатели являются большегрузными, допускается их перегрузка до 30%, то есть

По режиму работы и мощности двигателя по таблицам приложения А выбираем электродвигатель серии MTF.

Таблица 2.3 – Основные технические данные выбранного электродвигателя        

Таблица 2.4 – Основные размеры (мм) электродвигателя 4МТН 225L6

2.11 Определение расчетной мощности редуктора и его выбор

Редукторы для механизма подъема выбирают, исходя из расчетной мощности или крутящего момента частоты вращения быстроходного вала, передаточного   числа   редуктора  и  режима   работы.   Для   горизонтальных

редукторов

                                                  (18)

где kp – коэффициент, учитывающий условия работы редуктора, для приводов механизмов подъема грузов kp = 1,

При выборе редуктора должно соблюдаться условия, касающиеся прочности, долговечности и кинематики редуктора

Первое условие – расчетная мощность редуктора на быстроходном валу не должна превышать номинальную мощность на быстроходном валу редуктора

                                                         (19)

Второе условие – передаточное число редуктора не должно отличаться от требуемого передаточного числа более чем на ±15%

                                           (20)

Требуемое число редуктора равно

                                                     (21)

где nдв – частота вращения двигателя, мин-1;

nт – частота вращения барабана, мин-1,

По таблице приложения Б[3] в соответствии с расчетной мощностью, частотой вращения быстроходного вала, режимом работы и передаточным числом выбираем редуктор Ц2 – 400.

Таблица 2.5 – Основные параметры редуктора Ц2

Проверяем второе условие

 что меньше допускаемых 15%

Таблица 2.6 – Размеры редуктора

                   а)                                                        б)

Рисунок 2.8 –  Общий вид концов валов редуктора Ц2, а – тихоходного; б – быстроходного

Таблица 2.7 – Геометрические параметры концов валов редуктора Ц2

2.12 Определение статического момента на валу двигателя при подъеме груза

Момент статического сопротивления на валу двигателя в период пуска при подъеме груза, Нм

                                             (22)

где Fmax – усилие в канате, набегающем на барабан, Н;

Z – число полиспастов;

Up – передаточное число редуктора (привода);

 КПД барабана, на подшипниках качения

 КПД привода,

2.13 Определение расчетного момента и выбор муфты

По кинематической схеме, представленной на рисунке 1, установлены две муфты. Одна муфта с тормозным шкивом установлена между двигателем и редуктором, вторая соединяет тихоходный вал редуктора с валом барабана.

Расчетный момент для выбора муфты с тормозным шкивом, Нм

                                                 (23)

где Тмн – номинальный момент муфты, Нм. Принимается равным Тс;

k1 – коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма, k1=1,3;

k2 – коэффициент, учитывающий режим работы механизма, по таблице 5.1[3] при среднем режиме k2 = 1,2. 

Из таблицы В.3[3] выбирается муфта упругая втулочно-пальцевая с тормозным шкивом. 

Рисунок 2.9 – Муфта упругая втулочно-пальцевая и тормозным шкивом

Таблица 2.8 – Основные размеры и параметры втулочно-пальцевых муфт с тормозными шкивами 

Продолжение таблицы 2.8

2.14 Определение номинального момента на валу двигателя

Номинальный момент на валу двигателя, Нм

                                                 (24)

где Р – мощность электродвигателя, кВт;

n – число оборотов электродвигателя, мин-1.

2.15 Определение среднего пускового момента

Для двигателя с короткозамкнутым ротором можно принимать

                                            (25)

где Тmax – максимальный момент двигателя, Нм.

                                                (26)

где  максимальная кратность пускового момента,

Принимаем Тср.п. = 820 Нм.

2.16 Определение времени пуска двигателя при подъеме груза

Время пуска при подъеме груза, с

                                    (27)

где Imax – суммарный момент инерции ротора двигателя и муфты, кгм2.

                                                  (28)

где Ip – момент инерции ротора двигателя, кгм2;

Iм – момент инерции муфты, кгм2.

nдв – частота вращения вала электродвигателя, мин-1;

Vф – фактическая скорость подъема груза, м/с, Vф = 0,71м/с (см пункт 2.18);

КПД механизма,  

Тср.п. – средний пусковой момент двигателя, Нм;

Тс – момент статического сопротивления на валу двигателя, Нм.

2.17 Определение фактической частоты вращения барабана

Фактическая частота вращения барабана, мин-1

                                                       (29)

2.18 Определение фактической скорости подъема груза

Фактическая скорость подъема груза

                                                 (30)

2.19 Определение максимального ускорения при подъеме груза

Максимальное ускорение при подъеме груза, м/с2

                                                         (31)

2.20 Определение тормозного момента и выбор тормоза

Момент статического сопротивления на валу электродвигателя при торможении механизма, Нм

                                            (32)

Тормоз выбирается по расчетному тормозному моменту, Нм

                                                  (33)

где kT – коэффициент запаса торможения, по таблице 5.3[3] для среднего режима kТ = 1,75.

При выборе типоразмера тормоза проверяем условие: номинальный тормозной момент должен быть не меньше расчетного

                                                       (34)

Выбираем  колодочный тормоз с приводом от электрогидравлических толкателей.

Таблица 2.9 – Техническая характеристика и основные размеры тормоза ТКГ

Продолжение таблицы 2.9

Рисунок 2.10 – Тормоз колодочный ТКГ – 300

2.21 Определение времени торможения при опускании груза

Время торможения при отпускании груза, с

                                 (35)

 Что допустимо.

2.22 Определение пути торможения

Путь торможения механизма подъема груза, м

                                                     (36)

где ks – коэффициент, учитывающий режим работы механизма, по таблице 6.3[3] ks = 1,7.

2.23 Определение максимального времени торможения

Время торможения в предположении, что скорости подъема и опускания груза одинаковы, с

                                                       (37)

2.24 Определение замедления при торможении

Замедление при торможении, м/с2

                                             (38)

где [aT] – допускаемое замедление для кранов, работающих с лесоматериалами и с сыпучими материалами, [aT] = (0,6…0,9)м/с2.

2.25 Расчет оси барабана

Рисунок 2.11 – Расчетная схема оси барабана со сдвоенным полиспастом

В нашей конструкции установки барабана механизма подъема кранов общего назначения, соединение оси барабана с тихоходным валом редуктора осуществляется с помощью специальной зубчатой муфты (см. рисунок 2.7).

При этом конец вала редуктора выполняют в виде зубчатой   шестерни, которая входит в зацепление с венцом, закрепленным на барабане. Крутящий омент от вала редуктора передается через зубчатое зацепление на венец- ступицу и далее через болты на обечайку барабана.

Ось барабана испытывает напряжение изгиба от действия усилий двух ветвей каната при сдвоенном полиспасте, а также от собственного веса барабана (при расчете, обычно, весом барабана пренебрегают). При сдвоенном полиспасте положение равнодействующей натяжений каната  относительно опор оси остается неизменным.

Величина этой равнодействующей, Н

R = 2Fmax,                                                   (39)

R =

 венец- ступицу и далее через болты на обечайку барабана

Нагрузка, Н на опору 1 оси при положении равнодействующей, указанном на рисунке 2.11

                                              (40)

где l – расстояние между опорами оси, мм;

l5 – расстояние от места приложения равнодействующей R до середины ступицы С, мм;

l2 – расстояние от центра ступицы барабана С до опоры 2, l2 = 200мм.

Для определения расстояний используем следующие соотношения

Нагрузка на опору 2, Н

R2 = R – R1,                                                (41)

R2 = 34722  –  19848 = 14874 Н.

Нагрузка на ступицу барабана А (1)

                                                    (42)

где l4 – расстояние между центрами ступиц барабана А и С, мм;

По рисунку 2.11

l4 = l3 + l5 – l1,

где l1 – расстояние от центра ступицы барабана А до опоры 1, l1 = 120мм.

l4 = 1196 – 120 = 1076 мм.

Нагрузка на ступицу С (2)

P2 = R – P1,                                                 (43)

P2 = 34722 – 19297 = 15425 Н.

Расчет оси барабана сводят к определению диаметра ступицы из условия работы оси на изгиб в симметричном цикле

,                                            (44)

где Ми – изгибающий момент в расчетном сечении, Нм;

W – момент сопротивления расчетного сечения при изгибе, мм3;

допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений, Н/мм2.

Допускаемое напряжение при симметричном цикле, Н/мм2

                                                 (45)

где k0 – коэффициент, конструкцию детали, для осей k0 = 2,0…2,8, принимаем k0 = 2,0;

предел выносливости стали, для углеродистых сталей  

где предел прочности стали, = 1000 Н/мм2;

[n] – допускаемый коэффициент запаса прочности, для среднего режима [n] = 1,4.

Изгибающие моменты: наибольший изгибающий момент под правой ступицей барабана в точке С

                                                   (46)

в точке А

                                                    (47)

Момент сопротивления сечения оси под ступицей, мм3

                                                    (48)

де d – диаметр оси под ступицей барабана С, d = 45мм (см. пункт 2.26).

Диаметр оси под ступицей барабана, мм

                                                 (49)

Прочность оси на изгиб обеспечивается.

2.26 Подбор подшипников и проверка их на долговечность

Подшипники выбирается в соответствии с диаметром проточки в зубчатом венце выходного вала редуктора, равной 110 мм (см. рисунок 2.7 и таблицу 2.6). Учитывая это, по таблице И.1[3] выбираем подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные с диаметром наружного кольца D = 110 мм ГОСТ 5720-75.   

Рисунок 2.12 – Основные размеры подшипника

Таблица 2.10 – основные параметры подшипника

Долговечность подшипника, млн. об

,                                                   (50)

где С – табличное значение динамической грузоподъемности, по таблице И.1[3] C = 30200 H;

RЭ – эквивалентная нагрузка, Н

                                           (51)

где Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1;

Rr = R1 – радиальная нагрузка, равная опорной реакции, Н;

V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V = 1;

Kб – коэффициент безопасности, принимаем из условий работы механизма  Кб = 1,5;

Т – температурный коэффициент, КТ = 1;

 показатель степени, для шариковых подшипников .

Расчетная долговечность подшипника, час

                                                   (52)

где n – фактическая частота вращения барабана, мин-1.

Для крановых механизмов считается приемлемой долговечность  часов, поэтому чтобы не изменять размеры проточки зубчатого венца выходного вала редуктора, следует принять подшипник более тяжелой или широкой серии с большей динамической грузоподъемностью.

2.27 Крепление конца каната на барабане

Конец каната на барабане крепят накладкой с трапециидальными канавками

Рисунок 2.13 – Крепление каната на барабане накладкой с трапециидальной канавкой

Выбираем накладу с двумя болтами.

Напряжение каната в месте крепления на барабане, Н

                                                (53)

где f – коэффициент трения между канатом и барабаном, f = 0,15;

угол обхвата барабана запасными витками каната (), ;

e = 2,74 – основание логарифма.

Сила, растягивающая один болт, Н

                                         (54)

где f1 – приведенный коэффициент трения между канатом и накладкой с трапециидальным сечением канавки

                                                (55)

где угол наклона боковой грани канавки;

угол обхвата барабана канатом при переходе от одной канавки накладки к другой.

Сила, изгибающая один болт, Н

                                                   (56)

Суммарное напряжение в каждом болте, Н/мм2

                                      (57)

где k – коэффициент запаса надежности крепления каната, k = 1,5;

l – расстояние от головки болта до барабана, мм (по дну канавки, см рисунок2.13).

l = dк + (4…8)мм,                                             (58)

l = 14 + 6 = 20мм;

d1 – внутренний диаметр резьбы болта, мм.

d1 = dк – 2мм,                                                (59)

d1 = 14 – 2 = 12мм;

допускаемое напряжение на растяжение материала болта, Н/мм2

                                                 (60)

где предел текучести материала болта, 240Н/мм2;

Условие прочности выполняется.

2.28 Выбор крюковой подвески

Крюковую подвеску выбираем с учетом грузоподъемности, режима работы, диаметра каната и схемы полиспаста по таблице приложения Г [3] (см. подраздел 2.7). 

Заключение

Как показали проектные и проверочные расчеты, выбранный канат, крюковая подвеска, электродвигатель, редуктор, соединительные муфты и тормоз отвечают правилам и нормам Госгортехнадзора и обеспечивают выполнение основных положений технического задания.

Конструкция барабана, оси и подшипниковых опор барабана спроектированы с учетом специфики эксплуатации механизма и требований, предъявляемых к прочности, надежности и долговечности данных изделий.

Следовательно, можно сделать вывод: спроектированный механизм подъема груза отвечает необходимым критериям работоспособности и обеспечивает выполнение требований технического задания.    

Список использованных источников

 1 Кучеренко А.Н. Детали машин и подъемно – транспортные устройства отрасли. Расчет механизмов передвижения кранов и крановых тележек: Учебное пособие по курсовому проектированию для студентов специальности 26.01 всех форм обучения. Раздел 1. – Красноярск: КГТА, 1995. – 68 с.

2 Кузьмин А.В., Марон Ф.Л. Справочник по расчетам механизмов подъемно – транспортных машин. Минск, «Вэшэйш. школа», 1997. – 272 с.

3 Кучеренко А.Н. Подъемно-транспортные устройства. Проектирование механизмов подъема груза: Учебное пособие для студентов специальностей 26.01, 26.02, 17.04, 17.05 всех форм обучение. – Красноярск: СибГТУ, 2001. – 232с.

Страницы: 1, 2