Реферат: Расчет механизмов – козлового консольного крана грузоподъемностью 8 тонн
Реферат: Расчет механизмов – козлового консольного крана грузоподъемностью 8 тонн
Содержание
1
Введение 2
2 Исходные
данные 3
3 Расчёт механизма подъема
груза 4
4 Расчёт механизма перемещения
крана 10
5 Расчёт механизма перемещения
тележки 14
6 Выбор приборов
безопасности 18
7
Литература 19
Введение
Козловые краны применяют для обслуживания открытых складов и погрузочных
площадок, монтажа сборных строительных сооружений и оборудования, промышленных
предприятии, обслуживания гидротехнических сооружений, перегрузки крупнотоннажных
контейнеров и длинномерных грузов. Козловые краны выполняют преимущественно
крюковыми или со специальными захватами.
В зависимости от типа моста,
краны делятся на одно- и двухбалочные. Грузовые тележки бывают самоходными или
с канатным приводом. Грузовые тележки двухбалочных кранов могут иметь
поворотную стрелу.
Опоры крана устанавливаются на
ходовые тележки, движущиеся по рельсам. Опоры козловых кранов выполняют
двухстоечными равной жёсткости, или одну -жёсткой, другую -гибкой(шарнирной).
Для механизмов передвижения
козловых кранов предусматривают раздельные приводы. Приводными выполняют не
менее половины всех ходовых колёс.
Обозначение по ГОСТ : Кран
козловой 540-33 ГОСТ 7352-75
Исходные
данные.
Таблица
№ 1.
Грузоподъемность крана |
8
тонн |
Пролет |
25 метров
|
Высота консолей
|
4,5 метра
|
Скорость подъема груза
|
0,2 м/с
|
Скорость передвижения тележки
|
38 м/мин
|
Скорость передвижения крана
|
96 м/мин
|
Высота подъема
|
9 метров
|
Режим работы
|
5к
|
Расчет механизма подъема груза.
Механизм подъёма груза
предназначен для перемещения груза в вертикальном направлении. Он выбирается в
зависимости от грузоподъёмности.
Привод механизма подъёма и
опускания груза включает в себя лебёдку механизма подъёма. Крутящий момент,
создаваемый электродвигателем передаётся на редуктор через муфту. Редуктор
предназначен для уменьшения числа оборотов и увеличения крутящего момента на
барабане.
Барабан предназначен для преобразования вращательного
движения привода в поступательное движение каната.
Усилие
в канате набегающем на барабан, H:
Fб=Qg/zunh0=8000*9,81/2*2*0,99=19818
где: Q-номинальная
грузоподъемность крана, кг;
z - число
полиспастов в системе;
un –
кратность полиспаста;
h0 – общий
КПД полиспаста и обводных блоков;
Поскольку обводные блоки
отсутствуют, то
h0=hп=(1 - nблUп)/un(1-hбл)=(1-0,982)/2*(1-0,98)=0,99
Расчетное разрывное
усилие в канате при максимальной нагрузке на канат Fк=Fб=19818
Н и k=5,5
F³Fк*k=19818*5,5=108999 Н
где: Fк – наибольшее
натяжение в канате (без учета динамических
нагрузок), Н;
k – коэффициент
запаса прочности (для среднего режима работы
k=5,5).
Принимаем
канат по ГОСТ 2688 – 80 двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6х19(1+6+6/6+1
о.с) диаметром 15 мм имеющий при маркировочной группе проволок 1764 Мпа
разрывное усилие F=125500 Н.
Канат
– 11 – Г – 1 – Н – 1764 ГОСТ 2688-80
Фактический
коэффициент запаса прочности:
kф=F/Fб=125500/19818=6,33>k=5,5
Требуемый
диаметр барабана по средней линии
навитого стального каната, мм
D³d*e=15*25=375
где: d – диаметр
каната
е – коэффициент
зависящий от типа машины, привода механизма и
режима работы
машины механизма.
Принимаем диаметр барабана D=400
мм.
Длина
каната навиваемого на барабан с одного полиспаста при z1=2 и
z2=3, м:
Lк=H*Uп+p*D(z1+z2)=9*2+3,14*0,4(2+3)=24,28
где: Н – высота поднимаемого
груза;
Uп – кратность
полиспаста;
D – диаметр
барабана по средней линии навитого каната;
z1 – число запасных ( неиспользуемых ) витков на
барабане до места
крепления: (z1=1,5…2)
z2 – число витков каната, находящихся под зажимным
устройством на
барабане: z2=3…4.
Рабочая
длина барабана, м:
Lб=Lk*t/p*m(m*d+D)*j=24,28*0,017/3,14*1(1*0,015+0,4)=0,239
где: Lк – длина
каната, навиваемого на барабан;
t –
шаг витка;
m –
число слоев навивки;
d –
диаметр каната;
j - коэффициент не плотности навивки; для гладких барабанов;
Полная длина барабана,
м:
L=2Lб+l=2*0,444+0,2=1,088
Толщина стенки литого
чугунного барабана должна быть, м:
dmin=0,02Dб+(0,006…0,01)=0,02*0,389+0,006…0,01=0,014
=0,018
Принимаем
d=16 мм.
Dб=D – d=0,4
– 0,015=0,385 м.
Приняв
в качестве материала барабана чугун марки СЧ 15 (dв=650 Мпа,
[dсж]=130
Мпа) найдем напряжения сжатия стенки барабана:
dсж=Fб/t[dсж] =
19818/17*10-3*16*10-3 = 72,86 Мпа<130 М
где: Fб – усилие в
канате, Н;
t – шаг витков каната на
барабане, м;
[dсж] –
допускаемое напряжение сжатия для материала барабана; Статическая мощность
двигателя при h = 0,85, кВт:
Pc=Q*g*vг/103*h=8000*9,81*0,2/1000*0,85=18,46
где: Q – номинальная
грузоподъемность, кг;
vг – скорость подъема груза, м/с;
h - КПД механизма
Номинальная
мощность двигателя принимается равной или несколько меньше статической
мощности. Из таблицы III.3.5 выбираем крановый электродвигатель с фазным
ротором MTF – 311 – 6 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Рном=13
кВт и частоту вращения n=935 мин-1. Момент инерции ротора Ip=0,225
кг*м2 максимальный пусковой момент двигателя Тmax=320
H*м.
Частота
вращения барабана (мин-1):
nб=60vг*Uп/p*Dрасч=60*0,2*2/3,14*0,4=19,1
где: Uп – кратность
полиспаста;
Dрасч –
расчетный диаметр барабана, м.
Общее передаточное
число привода механизма:
U=n/nб=935/19,1=148,93
Расчетная
мощность редуктора на быстроходном валу, кВт:
Рр=kр*Р = 1*18,46=18,46
где: kр – коэффициент, учитывающий условия работы редуктора;
Р – наибольшая мощность
передаваемая редуктором при нормально протекающем процессе работы механизма.
Из таблицы III.4.2
по передаточному числу и мощности выбираем редуктор цилиндрический,
двухступенчатый, горизонтальный, крановый типоразмера Ц2 – 400 с передаточным
числом Uр =50,94 и мощностью на быстроходном валу при среднем
режиме работы Рр = 19,4 кВт
Момент статического
сопротивления на валу двигателя в период пуска с учетом того, что на барабан
навиваются две ветви каната при hб=0,94 и
hпр=0,9
(ориентировочно), Н*м:
Тс=Fб*z*Dбг/2u*hб*hпр=19818*2*0,4/2*50,94*0,94*0,9=183,94
Номинальный
момент передаваемый муфтой принимается равным моменту статических сопротивлений
Тмном=Тс=135 Н*м.
Номинальный момент на
валу двигателя Н*м:
Тном=9550Р/n=9550*13/935=132,78
Расчетный момент для
выбора соединительной муфты, Н*м:
Тм=Тмном*k1*k2=183,94*1,3*1,2=286,94
Выбираем
по таблице 5.9 втулочно–пальцевую муфту №1 с тормозным шкивом диаметром Dт=200
мм, и наибольшим передаваемым крутящим моментом 500 Н*м.
Момент инерции муфты Iм=0,125
кг*м2. Момент инерции ротора и муфты I=Iр+Iм=0,225+0,0125=0,35
кг*м2
Средний пусковой момент
двигателя при y=1,4, Н*м:
Тпуск=Тср.п=(ymax+ymin)*Tном/2=(2,41+1,4)*132,78/2=252,9
где: ymax=Tмах/Тном=320/132,78=2,41
ymin-
минимальная кратность пускового момента электродвигателя:
ymin=1,1…1,4
Тмах-
максимальный пусковой момент двигателя, Н*м,
Тном-
номинальный момент двигателя, Н*м,
Время подъема и
опускания груза
tп=(d*I*n/9,55(Тср.п-Тс))+9,55*Q*v2/n((Тср.п-Тс)*h=
=(1,1*0,35*935/9,55(252,94-183,94))+
+9,55*8000*0,1942/935(252,94-183,94)=1,14
где: Тср.п – средний пусковой
момент двигателя, Н*м
Тс –
момент статического сопротивления соответственно на валу двигателя при пуске.
Фактическая
частота вращения барабана по формуле, мин-1:
nбф=n/uр=935/50,94=18,354
Фактическая
скорость подъема груза, м/с:
vгф=p*Dрасч*nбф/60uп=3,14*0,4*18,54/60*2=0,194
где: uп – кратность полиспаста
Dрасч- расчетный диаметр барабана
Эта скорость отличается
от ближайшего значения 0,2 м/с из стандартного ряда на допустимую величину.
Ускорение при пуске,
м/с2:
а=vгф/tп=0,194/1,14=0,17
Рис. 1. Усредненный график
загрузки механизма подъема
0 0,2
0,4 0,6 0,8 b
Из
графика усредненной загрузки механизма определим моменты, развиваемые
двигателем, и время его пуска при подъеме и опускании груза в различные периоды
работы механизма. Согласно графику, за время цикла (подъем и опускание груза)
механизм будет работать с номинальным грузом Q=8000 кг – 1
раз.
0,5Q=4000 кг – 5
раз.
0,2Q=1600 кг – 1
раз.
0,05Q=400 кг – 3
раза.
Таблица № 2. – Моменты,
развиваемые двигателем, и время его пуска
Наименование показателя
|
Обозна-чение |
Едини- ца |
Результаты расчета при массе
поднимаемого груза, кг
|
8000 |
4000 |
1600 |
400 |
КПД
Натяжение каната у барабана при подъеме груза
Момент при подъеме груза
Время пуска при подъеме
Натяжение каната у барабана при опускании груза
Момент при опускании груза
Время пуска при опускании
|
h
Fб
Тс
tп
Fcоп
Tсоп
tоп
|
-
Н
Н*м
С
Н
Н*м
с
|
0,85
19818
183,94
1,14
19423
140
0,09
|
0,8
9909
97,902
0,34
9711
70
0,11
|
0,65
3963
45,52
0,27
3884,8
28
0,13
|
0,5
990
14,45
0,22
971
6,9
0,14
|
В
таблице избыточный момент при опускании груза – сумма среднего пускового
момента двигателя и момента статических сопротивлений механизма при опускании
груза.
Средняя
высота подъема груза составляет 0,5…0,8 номинальной высоты Н=9м. Примем
Нср=0,8*Н=0,8*9=7,2 м.
Время
установившегося движения, с:
ty=Нср/vг=7,2/0,194=37,11
Сумма
времени пуска при подъеме и опускании груза за цикл работы механизма, с:
åtп=1,14+5*0,34+1*0,27+3*0,22+0,09+5*0,11+1*0,13+3*0,14=4,96
Общее
время включений двигателя за цикл с:
åt=2(1+5+1+3)*ty+åtп=2*10*37,11+4,96=747,16
Среднеквадратичный
момент Н*м
Тср==
(252,942*4,96+(1832+5*972+452+3*142+1402+5*702+282+3*6,92)/747,16)=52,3
где: åtп – общее
время пуска механизма в разные периоды работы с различной нагрузкой, с;
åТ2сty – сумма произведений квадрата моментов статических сопротивлений движению
при данной нагрузке на время установившегося движения при этой нагрузке.
åt – общее время включения электродвигателя за цикл, с.
Среднеквадратическая мощность двигателя, кВт;
Рср=Тсрп/9550=52,3*935/9550=5,12
кВт
где: Тср – среднеквадратичный момент преодолеваемый
электродвигателем.
Во избежание перегрева электродвигателя необходимо,
чтобы
развиваемая двигателем
среднеквадратичная мощность удовлетворяла условию Рср £ Рном 13 £ 5,12 –
условие соблюдается
Момент статического
сопротивления на валу двигателя при торможении механизма, Н*м:
Тс=Fб*z*Dбг*hб*hт /2uт =19818*2*0,4*0,98*0,85/2*50,94=129,63
где: hт – КПД
привода от вала барабана до тормозного вала;
uт – общее передаточное число между тормозным валом и
валом барабана.
Необходимый по нормам
Госгортехнадзора момент, развиваемый тормозом при kт=1,75*Тт=1,75*129,63=226,852 Н*м.
Из таблицы III.5.11
выбираем тормоз ТКТ – 300/200 с тормозным моментом 240 Н*м, диаметром
тормозного шкива Dт=300 мм. Регулировкой можно получить требуемый
тормозной момент Тт=240 Н*м.
У механизма подъема
груза фактическое время торможения при опускании, с:
tп=(d*I*n/9,55(Тт-Тс))+9,55*Q*v2/n((Тт-Тс)*h= =(1,1*0,35*935/9,55(226-129))+(9,55*8000*0,1942*0,85/935(226-129)=0,41
Для
среднего режима работы находим путь торможения механизма подъема груза, м:
S=vгф/1,7=0,194/1,7=0,11
Время
торможения в предположении что скорости подъема и опускания груза одинаковы, с:
tтmax=S/0,5vгф=0,11/0,5*0,194=1,17>tт=0,54
Замедление
при торможении, м/с2:
ат=vгф/tт=0,194/0,41=0,47
Расчет механизма передвижения крана.
Механизм передвижения крана служит
для перемещения крана по рельсам.
Найдем рекомендуемый
диаметр ходовых колес Dк=720 мм.
Коэффициент качения ходовых
колес по рельсам m=0,0006 м. Коэффициент трения в подшипниках качения
ходовых колес f=0,02.
Диаметр вала цапфы
ходового колеса, мм:
Dк=0,2*720=144. Примем также kр=2,5
Общее сопротивление
передвижению крана, Н:
Fпер=Fтр=kp(m+Q)g(fdk+2m)/Dk=2,5(22000+8000)*
9,81(0,020*0,14+2*0,0006)/0,720=4087,5
Статическая мощность
привода при h = 0,85, кВт:
Pc=Fпер*vпер/103*h=4087*1,6/1000*0,85=7,693
где: Fпер – сопротивление передвижению крана, кг;
vпер – скорость передвижения крана, м/с;
h - КПД механизма
Т.к
привод механизма передвижения крана раздельный, то выбираем двигатель
приблизительно в два раза по мощности меньше расчетной. Из таблицы III.3.5
выбираем крановый электродвигатель MTF – 111 – 6 имеющим ПВ=25%
номинальную мощность Рном=4,1 кВт и частоту вращения n=870 мин-1.
Момент инерции ротора Ip=0,048 кг*м2.
Номинальный
момент на валу двигателя Н*м.
Тном=9550Р/n=9550*4,1/870=44,7
Частота
вращения вращения ходового колеса (мин-1):
nб=60vпер/p*Dк=60*1,6/3,14*0,720=42,16
где: vпер – скорость передвижения крана;
Dк – расчетный
диаметр колеса, м.
Требуемое передаточное
число привода:
U=n/nк=870/42,46=20,48
Поскольку в приводе механизма
перемещения крана должно быть установлено два одинаковых редуктора. Выбираем
редуктор типа ВК – 475 передаточное число up=19,68
и Pр=8,3 кВт.
Номинальный
момент передаваемый муфтой двигателя, Н*м
Тм=Тс=FперDк/2uрh=2043*0,720/2*19,68*0,85=43,98
Расчетный момент для
выбора соединительной муфты, Н*м:
Тм=Тмном*k1*k2=43,98*1,2*1,2=62,3
Выбираем
по таблице III.5.6 втулочно – пальцевую муфту c
крутящим моментом 63 Н*м с диаметром D=100 мм,
Момент
инерции муфты, кг*м2:
Iм=0,1*m*D2=0,1*2*0,1=0,002
Фактическая скорость
передвижения крана, м/с:
vперф=vпер*u/up=1,6*20,48/19,68=1,66 – отличается от стандартного
ряда на допустимую величину.
Примем коэффициент
сцепления ходовых колес с рельсами j=0,12
коэффициент запаса сцепления kj=1,1.
Вычисляем максимально
допустимое ускорение крана при пуске в предположении, что ветровая нагрузка Fp=0, м/с2
amax=[(zпр((j/kj)+(f*dk/Dk))/z)-(2m+f*dk)kp/Dk)*g=
=(2((0,12/1,1)+(0,02*0,144/0,720))/4-
-(2*0,0006+0,02*0,144)*2,0/0,720)*9,81=0,66
где: zпр- число приводных колес;
z –
общее число ходовых колес;
j - коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами: при
работе на открытом воздухе j=0,12
f – коэффициент трения
(приведенной к цапфе вала) в подшипниках
опор вала ходового колеса
m - коэффициент
трения качения ходовых колес по рельсам м;
dk – диаметр цапфы
вала ходового колеса, м:
kp – коэффициент,
учитывающий дополнительное сопротивления от трения реборд ходовых колес
Средний пусковой момент
двигателя, Н*м:
Тср.п=(ymax+ymin)*Tном/2=(2,25+1,1)*43,98/2=93,66
где: ymin-
минимальная кратность пускового момента электродвигателя:
ymin=1,1…1,4
Наименьшее
допускаемое время пуска по условию сцепления, с:
tдоп=v/amax=1,66/0,66=2,515
Момент статических сопротивлений при работе крана без
груза, Н*м:
Тс=F’перDк/2uрh=2445,96*0,72/2*19,68*0,85=52,6
Момент инерции ротора
двигателя Iр=0,048 кг*м2 и муфты быстроходного вала Iм=0,002
I=Ip+Iм=0,048+0,002=0,050 кг/м2
Фактическое время пуска механизма передвижения без
груза, с:
tп=(d*I*n/9,55(Тср.п-Тс))+9,55*Q*v2/n((Тср.пТс)*h=
=(12*0,05*870/9,55(93,66-52,6))+9,55*11000*1,662/870(93,66-
52,6)*0,85=7,95 с
Фактическое ускорение
крана без груза, м/с2
аф=Vпер/tп=1,66/7,95=0,208<amax=0,66 м/с2
Проверяем суммарный
запас сцепления. Для этого найдем:
А) суммарную нагрузку
на привод колеса без груза, Н:
Fпр=m*zпр*g/z=2*22000*2*9/4=107910
Б)
сопротивление передвижению крана без груза, Н: F’пер=kp*m*g(f*dk+2m)/Dk=2*22000*9,81*(0,02*0,144+2*0,0006)/0,720=
= 2445,96
Определим
фактический запас сцепления:
kj=Fпр*j/F’пер+mg((a/g)-zпр*f*dk/z*Dk)=
=107910*0,12/2445,96+22000*9,81((0,208/9,81)-2*0,02*0,144/4*0,72)=1,34>1,2
Определение тормозных
моментов и выбор тормоза. Максимальное допустимое замедление крана при
торможении, м/с2:
amaxт=((zпр((j/kj)-(f*dk/Dk))/z)+(2m+f*dk)/Dk)*g=((2((0,12/1,1)-(0,02*0,144/0,720))/4)+(2*0,0006+0,02*0,144)/0,720)*9,81=0,571
По таблице принимаем амахт=0,15
м/с2
Время торможения крана
без груза, с:
tt=Vфпер/амахт=1,66/0,15=11,06
Сопротивление при
торможении крана без груза, Н:
Fтрт=mg(f*dk+2m)/Dk=22000*9,81(0,02*0,144+2*0,0006)/0,720=1222,98
Момент статических
сопротивлений на тормозном валу при торможении крана, Н*м:
Тст=Fттр*Dk*h/2*up=1222,98*0,720*0,85/2*19,68=19,01
Момент сил инерции при торможении крана без груза,
Н*м:
Тинт=(d*I*n/9,55*tт)+9,55*m*v2*h/n*tт=
=(1,2*0,05*870/9,55*11,06)+9,55*22000*1,662*0,85/870*
*11,06=51,63
где: tт- время торможения механизма, с:
Расчетный тормозной
момент на валу тормоза, Н,м:
Трт=Тинт
– Тст=51,63-11,06=40,57
Из таблицы III
5.13 выбираем тормоз типа ТКГ – 160 с диаметром тормозного шкива Dт=160 мм и наибольшим тормозным моментом Тт=100 Н*м,
который следует отрегулировать до Тт=41 Н*м.
Минимальная длина пути
торможения, м:
S=V2/R=1,662/0,9=3,06
Фактическая длина пути торможения, м:
Sф=0,5*v*tт=0,5*1,66*11,06=9,17
Расчет механизма передвижения грузовой
тележки.
Найдем рекомендуемый
диаметр ходовых колес Dк=360 мм.
Коэффициент качения ходовых
колес по рельсам m=0,0006 м. Коэффициент трения в подшипниках качения
ходовых колес f=0,02.
Диаметр вала цапфы
ходового колеса, мм:
Dк=0,2*360=72 Примем также kр=2,5
Общее сопротивление
передвижению крана, Н:
Fпер=Fтр=kp(m+Q)g(fdk+2m)/Dk=2,5(3200+8000)*
9,81(0,02*0,072+2*0,0006)/0,36=2014,31
Статическая мощность
привода при h = 0,85, кВт:
Pc=Fпер*vпер/103*h=2014*0,63/1000*0,85=1,49 кВт.
где: Fпер – общее сопротивление передвижению тележки, Н;
vпер – скорость передвижения грузовой тележки, м/с;
h - КПД механизма
Из
таблицы III.3.5 выбираем крановый электродвигатель MTF –
011-16 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Р=1,7 кВт и частоту вращения n=835
мин-1. Момент инерции ротора Ip=0,02 кг*м2.
Номинальный
момент на валу двигателя Н*м:
Тном=9550Р/n=9550*1,7/835=19,44
Частота
вращения вращения ходового колеса (мин-1):
nб=60vпер/p*Dк=60*0,63/3,14*0,36=32,89
где: vпер – скорость передвижения тележки м/с;
Dк – расчетный
диаметр колеса, м.
Требуемое
передаточное число привода:
U=n/nк=835/32,89=25,38
Поскольку в приводе механизма
перемещения крана должно быть установлено два одинаковых редуктора. Выбираем
редуктор типа ВК – 475 передаточное число up=29,06
и Pр=8,1 кВт.
Номинальный
момент передаваемый муфтой двигателя, Н*м:
Тм=Тс=FперDк/2uрh=2014,31*0,36/2*29,06*0,85=14,67
Расчетный момент для
выбора соединительной муфты, Н*м:
Тм=Тмном*k1*k2=14,47*1,2*1,2=21,12
Выбираем
по таблице III.5.6 втулочно – пальцевую муфту c
крутящим моментом 31,5 Н*м с диаметром D=90 мм.
Момент инерции муфты, кг*м2:
Iм=0,1*m*D2=0,1*2*0,09=0,018
Фактическая скорость
передвижения тележки, м/с:
vперф=vпер*u/up=0,63*25,38/29,06=0,55 – отличается от стандартного
ряда на допустимую величину.
Примем коэффициент
сцепления ходовых колес с рельсами j=0,12
коэффициент запаса сцепления kj=1,1.
Вычисляем максимально
допустимое ускорение грузовой тележки при пуске в предположении, что ветровая
нагрузка Fp=0, м/с2
amax=[(zпр((j/kj)+(f*dk/Dk))/z)-(2m+f*dk)kp/Dk)*g=
=(2((0,12/1,1)+(0,02*0,072/0,36))/4-
-(2*0,0006+0,02*0,072)*2,5/0,36)*9,81=0,46 м/с2
где: zпр- число приводных колес;
z –
общее число ходовых колес;
j - коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами: при
работе на открытом воздухе j=0,12
f – коэффициент трения
(приведенной к цапфе вала) в подшипниках
опор вала ходового колеса
m - коэффициент
трения качения ходовых колес по рельсам м;
dk – диаметр цапфы
вала ходового колеса, м:
kp – коэффициент,
учитывающий дополнительное сопротивления от трения реборд ходовых колес
Средний пусковой момент
двигателя, Н*м:
Тср.п=(1,5…1,6)*Tном=1,5*19,44=29,16
Наименьшее
допускаемое время пуска по условию сцепления, с:
tдоп=v/amax=0,55/0,464=1,185
Момент статических сопротивлений при работе тележки
без груза Н*м:
Тс=F’перDк/2uрh=575*0,36/2*29,0,6*0,85=4,150
Момент инерции ротора
двигателя Iр=0,02 кг*м2 и муфты быстроходного вала Iм=0,018
I=Ip+Iм=0,02+0,018=0,038 кг/м2
Фактическое время пуска механизма передвижения тележки
с грузом, с:
tп.г=(d*I*n/9,55(Тср.п-Тс))+9,55*(Q+mт)*v2/n((Тср.п-Тс)*h=
=(1,2*0,038*835/9,55(29,16-14,67))+9,55*
*(8000+3200)*0,552/835(29,16-14,67)*0,85=5,42
Фактическое
время пуска механизма передвижения тележки
без груза, с:
tп.г=(d*I*n/9,55(Тср.п-Тс))+9,55*mт*v2/n((Тср.п-Тс)*h=
=(1,2*0,038*835/9,55(29,16-4,150))+9,55*
*3200*0,552/835(29,16-4,150)*0,85=2,3
Фактическое ускорение
грузовой тележки без груза, м/с2
аф=Vпер/tп=0,55/2,3=0,23
Проверяем суммарный
запас сцепления. Для этого найдем:
А) суммарную нагрузку
на привод колеса без груза, Н:
Fпр=m*zпр*g/z=3200*2*9,81/4=15696
Б) суммарную нагрузку
на привод колеса с грузом, Н:
Fпр=m*zпр*g/z=(3200+8000)*2*9,81/4=54936
В) сопротивление
передвижению грузовой тележки без груза, Н:
F’пер=kp*m*g(f*dk+2m)/Dk=2,5*3200*9,81*(0,02*0,072+2*0,0006)/0,36=
= 575,5
C) сопротивление передвижению
грузовой тележки с грузом, Н:
F’пер=kp*m*g(f*dk+2m)/Dk=2,5*(3200+8000)*9,81*(0,02*0,072+2*0,0006)/
/0,36=2014
Определим
фактический запас сцепления:
kj=Fпр*j/F’пер+mg((a/g)-zпр*f*dk/z*Dk)=
=15696*0,15/575,5+3200*9,81((0,23/9,81)-2*0,02*0,072/4*0,36)=1,2
Определение тормозных
моментов и выбор тормоза. Максимальное допустимое замедление грузовой тележки
при торможении, м/с2:
amaxт=((zпр((j/kj)-(f*dk/Dk))/z)+(2m+f*dk)/Dk)*g=((2((0,15/1,2)-(0,02*0,072/0,36))/4)+(2*0,0006+0,02*0,072)/0,36)*9,81=0,66
м/с2
По таблице принимаем амахт=0,15
м/с2
Время
торможения грузовой тележки без груза, с:
tt=Vфпер/амахт=0,55/0,15=3,66 с.
Сопротивление при
торможении грузовой тележки без груза, Н:
Fтрт=mg(f*dk+2m)/Dk=3200*9,81(0,02*0,072+2*0,0006)/0,36=230,208
H.
Момент статических
сопротивлений на тормозном валу при торможении грузовой тележки, Н*м.
Тст=Fттр*Dk*h/2*up=230,208*0,36*0,85/2*29,6=1,189
Момент сил инерции при торможении грузовой тележки без
груза, Н*м:
Тинт=(d*I*n/9,55*tт)+9,55*m*v2*h/n*tт=
=(1,2*0,038*835/9,55*3,66)+9,55*3200*0,552*0,85/830*
*3,66=3,6
где: tт- время торможения механизма, с:
Расчетный тормозной
момент на валу тормоза, Н*м:
Трт=Тинт
– Тст=3,6 – 1,89 =1,77
Из таблицы III
5.13 выбираем тормоз типа ТКГ – 160 с диаметром тормозного шкива Dт=160 мм и наибольшим тормозным моментом Тт=100 Н*м,
который следует отрегулировать до Тт=41 Н*м.
Минимальная длина пути
торможения, м:
S=V2/R=0,552/1,7=0,17
Фактическая длина пути торможения, м:
Sф=0,5*v*tт=0,5*0,55*3,66=1,0065
>1м
Выбор приборов безопасности
Ограничители высоты
подъема грузозахватного устройства.
В качестве исполнительных
устройств этих ограничителей применяют преимущественно рычажные и шпиндельные
конечные выключатели.
В мостовых и козловых кранах с
приводными грузовыми тележками, а так же в стреловых кранах с подъемной стрелой
при использовании рычажных выключателей к его рычагу крепят штангу которая
может перемещаться в направлении движения рычага выключателя и удерживать рычаг
в устойчивом положении при замкнутых контактах.
Движение штанги в боковом
направлении ограничено направляющей. При подходе к крайнему верхнему положению
обойма грузового крюка поднимает штангу, которая воздействует на рычаг
конечного выключателя, отключает привод механизма подъема груза.
Упоры и буфера.
Тупиковые упоры, установленные
на концах рельсового кранового пути, предназначены для ограничения пути
передвижения крана.
Стационарный упор для рельсовых
путей козловых кранов грузоподъемностью 8-15 т листовой стальной щит усиленный
средними и боковым ребром.
Щит и ребра приварены к
основанию. Снизу в щите имеется вырез, обеспечивающий установку упора под
рельсами. К щиту болтами прикреплен амортизатор. Основание упора крепится на
деревянных шпалах рельсового пути костылем, а ребро направлено к рельсу.
Буфера предназначены смягчения
возможного удара грузоподъемной машины об упоры. Они могут быть выполнены
эластичными, пружинными, пружинно – фрикционными и гидравлическими. В
зависимости от установки буфера они могут быть подвижными, неподвижными, и
комбинированными. На грузовых тележках кранов подвижные буфера закреплены на
боковых сторонах рамы. Эти буфера перемещаются при работе крана вместе с
крановым мостом и грузовой тележкой.
ЛИТЕРАТУРА
1. Справочник по расчетам
механизмов подъемно – транспортных машин. А.В. Кузьмин, Ф.Л. Марон. Высшая
школа, 1983 г.
2. Справочник по кранам.
Александров М.П., Гохберг М.М., том 1,2. -Л: Машиностроение,1988.
3. Подъёмно-транспортные машины.
Атлас конструкций., под ред. Александрова М.П. и Решетникова Д.Н.-М.:1987.
|