Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 52
РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА МОСТОВОГО КРАНА
СОДЕРЖАНИЕ
Введение Расчет механизма подъема мостового крана 1. Выбор кинематической схемы механизма подъема 2. Выбор полиспаста, каната, диаметра барабана и блоков 3. Выбор и проверочный расчет крюковой подвески 3.1 Выбор и проверочные расчеты крюка 3.2 Гайка крюка 3.3 Упорный подшипник 3.4 Траверса крюка 3.5 Выбор подшипников блоков 4. Расчет узла барабана 4.1 Определение конструктивных размеров барабана 4.2 Расчет крепления каната к барабану 4.3 Расчет оси барабана 4.4 Расчет оси барабана на статическую прочность 4.5 Выбор подшипников оси барабана 5. Расчет мощности двигателя и выбор редуктора 6. Расчет тормоза 7. Выбор муфты Список использованной литературы Приложения ВВЕДЕНИЕ
Тема курсовой работы «Расчет механизма подъема мостового крана» по дисциплине «Подъемно-транспортные механизмы и машины» Мостовой кран предназначен для выполнения погрузочно-разгрузочных работ. Он перемещается по рельсовым путям, расположенным на значительной высоте от пола. Мостовой кран состоит из грузоподъемной тележки, включающей механизм подъема, грузозахватное устройство, механизм передвижение, и из моста 4, представляющего собой две сплошные (или решетчатые) фермы, присоединенные к концевым балкам, в которые вмонтированы приводные и не приводные колеса. Механизм передвижения моста и имеет привод от одного или двух двигателей. Цель работы - рассчитать механизм подъема крана общего назначения, имеющего: - грузоподъемность Q = 8,0 тс; - наибольшую высоту подъема Н = 8 м; - скорость подъема груза V = 0,46 м/с; - режим работы - легкий. 1. Выбор кинематической схемы механизма подъема
Кинематическая схема механизма подъема представлена на рис. 1. Рис.1.Кинематическая схема механизма подъема Электродвигатель соединен с цилиндрическим редуктором и барабаном при помощи муфт; полумуфта со стороны редуктора выполнена с тормозным шкивом, на котором установлен колодочный тормоз. Редукторы могут выполняться с валами по обе стороны для различной компоновки механизмов подъема. На барабан наматывается канат полиспаста с грузозахватным приспособлением. В механизме подъема с непосредственной навивкой каната на барабан обычно применяют сдвоенный полиспаст, при использовании которого обеспечивается вертикальное перемещение груза, одинаковая нагрузка на подшипники барабана и на ходовые колеса тележки независимо от высоты подъема груза. Для крана грузоподъемностью 8 тс принимаем сдвоенный полиспаст (а = 2) кратностью u = 2 (приближенно кратность полиспаста можно выбирать по табл. 1). Таблица 1 Кратность полиспаста U при различных грузоподъемностях 2 1 2 2 2; 3 - 3; 4 - 4; 5 - Простой сдвоенный 1; 2 - 2; 3 2 3; 4 2; 3 5; 6 - - - 2. Выбор полиспаста, каната, диаметра барабана и блоков
Максимальное напряжение в канате, набегающем на барабан, при подъеме груза определяется по формуле где Z - количество ветвей, на которых висит груз; Z=u ·a=2 ·2=4 ηП
- КПД полиспаста где ηδ
- КПД блока с учетом жесткости каната, ηδ
= 0,975 Канат выбираем по разрывному усилию (приложения 1-4) Sр
≥ SМАХ
· nk
,
(2.3) nk
- коэффициент запаса прочности каната, зависит от режима работы; nk
= 5. Sp
= 20284,0 ·5 = 101420 H Таблица 2 Коэффициенты запаса прочности каната nk
для грузовых канатов машинный: легкий средний тяжелый весьма тяжелый 5,0 5,5 6,0 6,0 Выбираем канат марки ТЛК - 0 6х31(1 + 6 + 15 + 15) + 1о.с., ГОСТ 3079-80. (приложение IV). Диаметр dk
= 13,5 мм. Расчетная площадь сечения Fk
= 68,21 мм2.
Расчетный вес 6565 Н. Маркировочное сопротивление σ = 1800 Н /мм2
. Sp
= 101500 Н. Диаметр блока (рис.2) и барабана по центру наматываемого каната DБЛ
≥e ·dk
,
(2.4) где е - коэффициент, зависящий от режима работы и типа грузоподъемной машины; [1, табл. 12, с.58]. Таблица 3 Наименьшие допускаемые значения коэффициента е Привод механизма Легкий Средний Тяжелый Весьма тяжелый 20 25 30 35 Легкий Средний Тяжелый Весьма тяжелый 16 18 20 25 Для легкого режима работы принимаем е = 20 DБЛ
= 20 ·13,5=270 мм Диаметр блока и барабана по центру канавки D≥ (е -1) = (20-1) ·13,5 =256 мм Принимаем D = 400 мм (приложение V). Рис.2 Блок Диаметр уравнительного блока Dy
= (0,6 - 0,8) ·D = 0,8 ·400 = 320мм Блоки изготавливают из чугуна СЧ 15. 3.
Выбор и проверочный расчет крюковой подвески
3.1
Выбор и проверочные расчеты крюка
По номинальной грузоподъемности Q = 8 тc и режиму работы выбираем крюк однорогий тип А №15 ГОСТ 6627-74 (приложение VII). Крюк (рис.3) изготовлен из стали 20, имеющей предел прочности σB
= 420 MПa, предел текучести σТ
= 250 МПа, предел выносливости σ-1
=120 МПа. Резьба шейки М 52, минимальный диаметр dВ
= 46,587 мм, t = 5 мм [3, с.218]. Остальные размеры заготовки крюка выписываются из приложения VI. Рис.3. Крюк однорогий В сечении I-I крюк рассчитывают на растяжение МПа ≤[σ]=50…60 МПа В сечении А-А рассчитывают как кривой брус, нагруженный эксцентрично приложенным усилием где F - площадь сечения А-А е2
– расстояние от центра тяжести сечения до внутренних волокон е2
= k – коэффициент, зависящий от кривизны и формы сечения крюка k = r – расстояние от центра приложения нагрузки до центра тяжести сечения r = l1
– расстояние от центра тяжести сечения до нагруженных волокон е1
=h0
-е2
=90-38,5=51,5мм k= σII
= Напряжение в сечении А'–А' определяется, когда стропы расположены под углом α= 450
к вершинам, Q2
= Наибольшее растяжение внутренних волокон в сечении А'–А' σIII
= Касательное напряжение в сеченииА'–А' τ= Суммарное напряжение в сеченииА'–А' σ = Допускаемое напряжение для стали 20 [σ] nТ
– запас прочности по пределу текучести; nТ
= 1,5 Условие прочности соблюдается, σ < [σ]. 3.2 Гайка крюка
Высота гайки, имеющей трапецеидальную резьбу, должна быть не менее: Н= где t – шаг резьбы, d2
– средний и минимальный диаметры, мм; p – допускаемое напряжение на смятие, сталь по стали p = 30,0…35,0 МПа (материал гайки сталь 45). Высота гайки для метрической резьбы: Н = 1,2d2
=1,2. 52=62,4 мм Высота гайки с учетом установки стопорной планки (высотой 4..8 мм) принимается Н = 70 мм. Наружный диаметр гайки Dн
= 1,8.
d2
=1,8.
52=93,6 мм Принимаем 95 мм. 3.3 Упорный подшипник
Для крюка диаметром шейки d1
=55 мм выбираем упорный однорядный подшипник легкой серии 8211 (приложение XVI, ГОСТ 6874-75), С0
=129000Н. Расчетная нагрузка Qp
на подшипник должна быть равна или менее статической грузоподъемности С0.
Qp
=k. Q k = 1,2 – коэффициент безопасности [1, с. 471, приложение Х ] Qp
=1,2. 80000=96000 Н <С0
= 129000 Н Оставляем подшипник легкой серии 8211. Выписываем его основные геометрические размеры. 3.4 Траверса крюка
Траверса крюка (рис.4) изготовляется из стали 45, имеющей: σв
=610МПа; Траверсу рассчитывают на изгибе при допущении, что действующие на неё силы сосредоточенные; кроме того, считают, что перерезывающие силы незначительно влияют на изгибающий момент. После конструктивной проработки или из приложения VIII определяют расчетные размеры, т.е. расстояние между осями крайних блоков b = 200 мм, Qp
=96000 Н. Рис.4. Траверса крюка Максимальный изгибающий момент Mu
= Момент сопротивления среднего сечения из условия прочности на изгиб W= Допускаемое напряжение при переменных нагрузках [σ]=60,0…100,0 МПа. Принимаем [σ]=90 МПа. W= В то же время момент сопротивления среднего сечения траверсы определяется по формуле: W= Диаметр сквозного отверстия для заготовки крюка (см. рис.4) d2
= d1
+ где B1
– ширина траверсы, назначается с учетом нагруженного диаметра D1
посадочного гнезда упорного подшипника (см. геометрические размеры упорного подшипника). B1
=D1
+ h – высота траверсы h= Изгибающий момент в сечении Б-Б МиП
= Минимальный диаметр цапфы под подшипником из условия прочности на изгиб d= Принимаем d=60 мм. 3.5 Выбор подшипников блоков
Эквивалентная нагрузка на подшипник P = где Р1
, Р2
,…, Рn
– эквивалентные нагрузки, L1
, L2,
…, Ln
– номинальные долговечности (согласно графика загрузки, рис. 5) Рис.5. График загрузки для легкого режима Для радиальных подшипников: P= где Fr
–радиальная нагрузка, Fа
– осевая нагрузка, Fа
=0; X,Y – коэффициенты радиальных и осевых нагрузок, для однорядных шарикоподшипников при V – коэффициент вращения; при вращении наружного кольца V=1,2;
k kt
- температурный коэффициент kt
=1.
Fr
1
= Fr
2
= 0,095. Fr
1
=0,095.
20000=1900 Н Fr
3
= 0,05.
Fr
1
=0,05.
20000=1000 Н Р1
=1.
1,2.
20000.
1,2.
1=28800 Н Р2
=1.
1,2.
1900.
1,2.
1=2736 Н Р3
= 1.
1,2.
1000.
1,2.
1=1440 Н Долговечность подшипников номинальная и при каждом режиме нагрузки L= где Lh
- ресурс подшипника Lh
=1000 (табл. 4). Таблица 4 Ресурс деталей грузоподъемных машин n – частота вращения подвижного блока крюковой подвески n = L = L1
= 0,4L=0,4.
1,32=0,528 млн. об L2
= L3
=0,3L=0,3.
1,32=0,346 млн. об. P= Динамическая грузоподъемность C=L1/
α
Р,
α = 3для шарикоподшипников (3,33 для роликовых). С= 1,321/3.
13390=14690 Н Для данного диаметра цапфы d=60 мм по динамической грузоподъемности выбираем шариковый подшипник радиальный однорядный легкой серии №212 ГОСТ 8338 d= 60 мм, D=110 мм, В=22 мм, С= 41100 Н. 4. Расчет узла барабана
4.1 Определение конструктивных размеров барабана
Принимаем барабан диаметром D=400 мм. Расчетный диметр барабана Dб
=413,5 мм. Рис.6 Профиль канавок барабана Длина каната, наматываемого на одну половину барабана, Lk
=HU=8,0.
2=16 м Число витков нарезки на одной половине барабана z= Длина нарезки на одной половине барабана lн
=z.tн
где tн
– шаг нарезки барабана, lн
=14.
16=224 мм Полная длина барабана Lб
= 2 где l3
– длина участка с каждой стороны барабана, используемая для закрепления каната, l3
= 4.
tН
= 4.
16=64 мм lГ
– расстояние между правой и левой нарезкой lГ
= b-2hmin
tgα Α – допустимый угол отклонения набегающей на барабан ветви каната от вертикального положения α = 4…
6˚
b – расстояние между осями ручьев крайних блоков b = 200
мм lГ
= 200-2.
650.
tg4˚ = 109 мм Принимаем lГ
= 110мм Барабан отлит из чугуна СЧ15 с σВ
=700 МПа. Толщина стенки барабана δ = где [σ]сж
= к – коэффициент запаса прочности для крюковых кранов к =4,25
[1, с. 475, приложение XV]. δ = Толщина стенки должна быть не менее 12 мм и может быть определена для чугунного барабана по формуле δ = 0,02D+(0,6 …
1,0)=0,02.
400+8=16 мм Крутящий момент, передаваемый барабаном, Мкр
= 2Smax
.
Изгибающий момент М и
= Smax
.
l´ = 20284.
288=4,36·106
Н. мм l´- расстояние до среднего торцевого диска, l´ = 288мм Сложное напряжение от изгиба и кручения σ = где W – эквивалентный момент сопротивления поперечного сечения барабана W = 0,1 φ – коэффициент приведения напряжения; φ = 0,75.
σ = 4.2 Расчет крепления каната к барабану
Принята конструкция крепления каната к барабану прижимной планкой, имеющей трапециевидные канавки. Канат удерживается от перемещения силой трения, возникающей от зажатия его между планкой и барабаном болтами (шпильками). Начиная от планки, предусматривают дополнительные витки (1,5 … 2), способствующие уменьшению усилия в точке закрепления каната. Натяжение каната перед прижимной планкой SБ
= где е = 2,72 f – коэффициент трения между канатом и барабаном f = 0,10 …
0,16 α – угол обхвата каната барабаном, принимаем α =4π SБ
= Суммарное усилие растяжения болтов P = где f1
– приведенный коэффициент трения между планкой и барабаном; при угле заклинивания каната 2β =80˚ f1
= P = Суммарное напряжение в болте при затяжки креплений с учетом растягивающего и изгибающего усилий σС
= где n – коэффициент запаса надежности крепления каната к барабана n ≥ 1,5 принимаем n = 1,8; z =2 – количество болтов; Ри
– усилие, изгибающие болты, Р и
= Рf1
=4510. 0,233=1050 Н d1
– внутренний диаметр болта d1
=18,753 мм (М 22) [σр
] – допускаемое напряжение для болта [σР
]= σс
= 4.3 Расчет оси барабана
Ось барабана изготовлена из стали 45 с пределом прочности σВ
= 610 МПа Размеры выбираем конструктивно: а=200 мм lВ
= 200 мм b =110 мм lС
= 1020 мм l = 1330 мм lД
= 465 мм Определяем реакции в опорах RA
= RB
= 2 Smax
– RA
= 2.
20284-17530=23040 Н Рис.7. Схема к расчету оси барабана Усилие, действующее со стороны ступицы на ось, RD
= RC
= 2.Smax
- RD
= 2.
20284-22070=18500 Н Строим эпюры изгибающих моментов и перерезывающих сил МС
= RА.
а = 17530.
200=3506000 Нмм МD
= RB
.
b = 23040.
110=25344000 Нмм Диаметр оси барабана d = 2,2 где [σ] – допускаемое напряжение, для стали 45 [σ] = 55 МПа, [1 с. 478, приложение XVIII ], d = 2,2 Принимаем d = 100 мм 4.4 Расчет оси барабана на статическую прочность
Состоит в определении коэффициента запаса прочности в опасных сечениях, при этом коэффициенты е´ = 0,9; е» = 0,78; еk
= 0,95; [1, с. 481, приложение XVII] е = 1,0; еk
=1,0=еf
[1, с. 481, приложение XVII] Моменты сопротивления сечения изгибу и кручению W = WK
= Площадь поперечного сечения F = Нормальное напряжение от перерезывающего момента σ = Касательное напряжение от перерезывающей силы τ = 1,33 Пределы текучести образца для стали 45 σТ
= 360
МПа, τ= 216
МПа, масштабный фактор εТ
=0,77
[1, с. 71]. Нормальное напряжение от изгибающего момента и осевой силы σТ
= σТ
´.εТ
=360.
0,77=277,2 МПа Касательное напряжение от крутящего момента и перерезывающей силы τТ
= τТ
´.
εТ
=216.
0,77 = 166,3 МПа Запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям nТσ
= пТτ
= Запас прочности при совместном действии нормальных и касательных напряжений пТ
= где КТ
– наименьший допустимый запас прочности по приделу текучести, так как пТ
= так как Поскольку пТ
>v, то вал на усталость не рассчитывается. Расчет на статическую прочность в сечении II σ = Касательные напряжения от перерезывающей силы τ=1,33 Запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям пТσ
= пТτ
= Запас прочности при совместном действии пТ
= Поскольку пТ
>v, то вал на усталость не рассчитывается. Расчет на статическую прочность в сечении III М ис1
= Ra Нормальное напряжение от изгибающего момента σ = Касательное напряжение от перерезывающей силы τ =1,33 Запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям пТσ = пТτ = Запас прочности при совместном действии пТ
= Поскольку пТ
>v, вал рассчитывается на усталость Запас прочности по нормальным напряжениям для симметричного цикла пσ
= где σ-1
= 250 МПа для стали 45 [1, с. 544, приложение XXII] К´
σ
= Кσ
+ Кп
σ
-1 где Кσ
´
и Кτ
´
- коэффициент концентрации; Кσ
´
=1; Кτ
´
=1,3 Кσ
п
≈ Кτ
п
– коэффициенты состояния поверхности при изгибе и кручении Кσ
п
≈ Кτ
п
= 1,08 [1, с. 487, приложение XXX] Кσ
´
= 1,7+1,08-1=1,78 β – коэффициент упрочнения, вводится для валов и осей с поверхностным упрочнением, β = 1
; εσ
и ετ
– масштабные факторы при изгибе и кручении εσ
= 0,72
; ετ
= 0,71
[1], с. 74, рис. 34; КД
– коэффициент долговечности, учитывающий фактический режим нагружения, КД
= 0,82, [1, с. 74, рис 36]. Zц
= TK
.
Тмаш
. Для легкого режима ТК
= 25 лет; Тмаш
= 24.
365.
КГ
. КС
где КГ
– коэффициент использования в течение года, для легкого режима КГ
=0,25 КС
– коэффициент использования в течение суток, для легкого режима КС
= 0,33 Тмаш
= Zц
= Число оборотов барабана n = Принимаем КД
=0,82 [1,с.74,рис35] пσ
= Запас прочности по касательным напряжениям для симметричного цикла п = Расчет на статическую прочность в сечении IV Мис2
= Ra Нормальное напряжение от изгибающего момента σ = Касательные напряжения от перерезывающей силы τ = 1,33 Запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям пТσ
= пТτ
= Запас прочности при совместном действии напряжений пТ
= Поскольку пТ
>v, то вал на усталость не рассчитывается. 4.5 Выбор подшипников оси барабана
Подшипник опоры В вставляем в выточку тихоходного вала редуктора Ц2-500, имеющую следующие размеры: диаметр 150 мм, глубина 66 мм., поскольку ось барабана не вращается относительно вала редуктора, то подшипник В выбираем по статической нагрузке. Расчетная нагрузка на подшипник Qp
= Kδ
. RB
= 23040.
1,2=27650Н По этой нагрузке для диаметра цапфы 85 мм выбираем подшипник, который должен иметь наружный диаметр 150 мм. Таким условиям удовлетворяет роликоподшипник радиальный сферический двухрядный 3517 ГОСТ 5721-75. Радиальные нагрузки на подшипник при легком режиме Fr
1
= RA
=17530H Fr
2
=0,095.
Fr
1
=0,095.
17530 =1670Н Fr
3
= 0,05.
Fr
1
=0,05.
17530=880Н Долговечность подшипника номинальная и при каждом режиме нагрузки L = L1
= 0,4.
L=0,4.
2,55=1,02 млн.об. L2
= L3
=0,3.
L= 0,3.
2,55=0,765 млн.об. Эквивалентная нагрузка на подшипник Р1
= (х.
v + Fr
1
)k6
. kt
=1.
1.
17530.
1,2.
1=21040 Н Р2
= Р3
= Р = Динамическая грузоподъемность С = L1/
α
. Р = 2,551/3,33.
9780=12950 Н где α=3,33 – для роликоподшипников. С целью соблюдения унификации для опоры А подбираем такой же подшипник №3517. 5. Расчет мощности двигателя и выбор редуктора
При подъеме номинального груза мощность двигателя механизма подъема: PП
= где ηм
= 0,85 – КПД [1, с. 478, приложение XXXIII]. РП
= Принимаем электродвигатель переменного тока с фазным ротором типа МТF 412-6 мощность РП
= 40 кВт, частотой вращения п=960 мин-1
или ω=100,5рад/с ( Номинальный момент на валу двигателя МН
= 975 Отношение максимального момента к номинальному ψmax
= Передаточное число редуктора Upp
= Выбираем редуктор Ц2-500 (межосевое расстояние А =500 мм, передаточное число редуктора Uр
=24,9). Допускаемое величина предельного момента, передаваемого редуктора Мпред
= ψМред
= ψ.
973 где Рред
– табличное значение мощности редуктора, Рред
=120
кВт [1, с. 511, приложение XLV]. Ψ – кратность пускового момента, ψ = 1,25
[1, с.78, т. 14] Мпред
= Средний момент электродвигателя в период пуска МПср
= Поскольку МПср
=684 Нм<Мпред
= 1520 Нм, то редуктор удовлетворяет условию перегрузки двигателя. Фактическая частота вращения барабана nδ
= Скорость подъема груза Uф
= Статический момент на валу электродвигателя где SП
– усилие в навиваемом на барабан канате при подъеме груза SП
= 20284 Н; а – число ветвей, наматываемых на барабан; ηМ
= 0,85 – КПД механизма подъема. Усилие в канате, свиваемом с барабана при опускании груза, Статический момент на валу двигателя при опускании груза Момент инерции ротора электродвигателя Jр
= 0,0688 кгс.
с2
=0,688 кг.
м2
Момент инерции зубчатой муфты с тормозным шкивом [1, с. 513, приложение XLVII]. JМ
= 0,471 кг.
М2
JPM
= JP
+ JM
=0,688+0,471=1,16 кг.
м2
δ – коэффициент, учитывающий момент инерции масс деталей, вращающихся медленнее, чем вал двигателя, принимаем δ = 1,2.
Общее передаточное число UM
= UP
.
U = 24,9.
2 = 49,8 Момент инерции движущихся масс механизма, приведенных к валу двигателя, при подъеме груза JПРП
= JПРП
= Время пуска при подъеме и опускании груза Ускорение при пуске поднимаемого номинального груза Усилия в канате, статические моменты на валу двигателя, моменты инерции движущихся масс механизма, приведенные к валу двигателя, время пуска при подъеме и опусканиидля Q, 0,25Q, 0,1Q приведены в таблице 5. Таблица 5 Результаты расчета механизма подъема Коэффициент, учитывающий ухудшения условий охлаждения при пуске и торможении, где β0
– коэффициент, учитывающий ухудшение условий охлаждения во время пауз, для выбранного двигателя, β0
=0,7
. Для мостового крана, работающего в сборочном цехе машиностроительного завода, средняя высота подъема груза Нс
= 1,5
[1, с. 85, таблица 17]. Суммарное время за цикл работы: установившегося движения Σtу
= 8tу
= 8.
3,3=26,4 с. неустановившегося движения ΣtП
= 0,86.
2+0,226.
2+0,37 +0,22=2,76 с. Рабочее время tp
=Σtу
+Σ tП
= 26,4+2,76=29,16 с. Время пауз за цикл работы при ПВ = 15%(легкий режим работы) Σt0
= Время цикла tц
= tp
+Σ t0
=29,16+165,24 ≈ 195 Число включений в час пВ
= Среднеквадратический момент, эквивалентный по нагреву действительному переменному моменту, возникающему от заданной нагрузки электродвигателя механизма подъема в течение цикла МЭ
= = =371,6 Н.
м Эквивалентная мощность по нагреву РЭ
= Условие (РЭ
≤ РП
);
31,27кВт < 40кВт соблюдается, следовательно, выбранный электродвигатель удовлетворяет условию нагрева. 6. Расчет тормоза
Расчетный тормозной момент МТ
= кТ
. Мст.Т
, где кТ
– коэффициент запаса торможения, для режима кТ
=1,5 [1, с. 84]. Мст.Т
– статический момент на валу двигателя при торможении Мст.Т
= Выбираем двухколодочный тормоз типа ТКТ-300 с наибольшим тормозным моментом МТ
= 50 кгс.
м (500 Н). Момент инерции движения масс механизма, приведенный к валу тормоза, при торможении JПР.Т
= Время торможения при подъеме груза tТ.П
= Выбираем диаметр шкива D =300 мм [1, с. 85] Сила трения между колодкой и шкивом Fтр
= Сила натяжения колодки на шкив N = где f – коэффициент трения f = 0,33 [1, с. 86, таблица 19] N = Радиальный зазор между шкивом и колодкой принимаем εmax
= 1,5
мм Работа расторможения при отходе колодок А = где η = 0,9 … 0,95 – КДП рычажной системы А = Выбираем электродвигатель типа МО – 300Б с рабочим моментом электромагнита МЭ
=1000 кгс.
см Работа растормаживания А = 9600 Н.
мм; плечо штока l3
= 46 мм; перемещение штока hш
= 4,4 мм. Момент отвеса якоря Мя
= 9200 Н.
м; угол поворота α = 5,5˚ Усилие, приложенное к штоку, при растормаживании РШ
= Передаточное число рычажной системы UТ
= После конструктивной проработки принимаем длину меньшего плеча l1
= 200 мм. Длина большого плеча l2
=l1
.
UT
= 200.
1,96 =392 мм, конструктивно принимаем l2
=400 мм. Максимально возможный отход колодки где UТФ
– фактическое передаточное число UТФ
= Высота колодки тормоза НК
= (0,5 … 0,8)D = (0,5 … 0,8).
300=150 …240 мм Принимаем НК
= 200 мм, что соответствует углу обхвата шкива β =83˚36’ Ширина колодки при условии, что ее давление на шкив равномерно распределено по поверхности ВК
= Принимаем ВК
= 100 мм. 7. Выбор муфты
Между двигателем и редуктором устанавливается зубчатая муфта с тормозным шкивом DТ
=300 мм [1, с. 513, приложение XLVII], имеющая следующую характеристику: наибольший передаваемый крутящий момент 3200 Н.
м; момент инерции JМ
= 0,471 кг.
М2
; JПМ
= 0,121 кг.
М2
. Крутящий момент, передаваемый муфтой в период пуска двигателя при опускании номинального груза МПО
= где J'Р.М
– суммарный момент ротора электродвигателя и полумуфты J'P
.М
=Jр
+JПМ
= 0,688+0,121=0,809 кг.
м2
МПО
= Крутящийся момент, при подъеме номинального груза МТ.П
= Максимальный крутящий момент при двигателя МП.П
= МП
max
– МП1
= 950-396,3=553,7 Н.
м Крутящий момент от сил инерции, передаваемых муфтой где JМ
– момент инерции машины; JМ
= JПР
– J'РМ
= 1.93 -0,809=1,12 кг.
м2
Крутящий момент, передаваемый муфтой в период пуска Мmax
= MП1
+ Ми
= 396,3 + 321,3 =717,6 Н.
м Из вычисленных значений моментов выбираем момент Мmax
= 717,6 Н.
м Определяем расчетный крутящий момент для муфты Мрасч
= к1
. Мmax
где к1
– коэффициент, учитывающий степень ответственности муфты к1
=1,3 [1, с. 525, приложение IV] Мрасч
= 1,3.
717,6 = 932,8 Н.
м Между барабаном и редуктором устанавливается зубчатая муфта. Крутящий момент, передаваемый муфтой Мδ
= где ηδ
=0,98 – КПД барабана Расчетный момент для выбора муфты Мрасч
=856.
1,65.
1,1 =1459 кгс.
м По таблице [1, с. 525, приложение V] выбираем стандартную зубчатую муфту (ГОСТ 5006-55) №7 с модулем m = 4; число зубьев z = 56; ширина зуба b = 35 мм; толщина зуба S1
= 5,83 мм наибольшим моментом, передаваемым муфтой, 19000 Н.
м кран мостовой крюковой подъем Список использованной литературы
1. Иванченко Ф.К. Расчет грузоподъемных и транспортирующих мащин.- К.: Вища школа, 1978 г. 2. Справочник техника-конструктора. Самохвалов А.Н., Левицкий М.Я., Григораш С.С. – К.: Техніка, 1978г. 3. Правила будови та безпечної експлуатації вантажопідіймальних кранів. ДНАОП 0.00-1.03-02 Державний нормативний акт про охорону праці.- Харків, ФОРТ, 2002р. ПРИЛОЖЕНИЕ 1
Канаты стальные (ГОСТ 7667-80) Канат двойной свивки типа ЛК-3 конструкции 6Х25 (1 + 6; 6 + 12) + 1 о. с. Централь ной В слоях Запол нения 108 прово лок 36 прово лок ПРИЛОЖЕНИЕ 2
Канаты стальные (ГОСТ 14954-80) Канат двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6 X 19 (1 + 6 + 6/6) + 1 о. с. ПРИЛОЖЕНИЕ 3
Канаты стальные (ГОСТ 7668-80) Канат двойной свивки типа ЛК-РО конструкции 6 X 36 (1 + 7 + 7/7 + 14) + 1 о. с. ПРИЛОЖЕНИЕ 4
Канаты стальные (ГОСТ 3079-80) Канат двойной свивки типа ТЛК-0 конструкции 6 X 31 (1 + 6 + 15 + 15) + 1о. с. ПРИЛОЖЕНИЕ 5
Профили канавок блоков Блоки канатов Блоки, устанавливаемые на подшипниках качения Приложение 6
Крюки однорогие. Заготовки. Типы. Конструкция и размеры (ГОСТ 6627-74) Исполнение 1 Исполнение 2
|