0118 / Kisilev_i_dr_MU_Kursovoy_proekt_GPM

Zk – число витков на закрепление каната, Zk =1…3 /31/

где Hn – полная высота (диапазон) подъёма, м; Dб и d k - диаметр барабана и каната, м;

i - кратность полиспаста.

нормальных пропорций барабана желательно, чтобы Lн

2.11.2 Расчет стенки барабана на прочность

Если длина барабана L<3Dб, то расчет ведется только на сжатие (так как напряжение изгиба и кручения не превышают 10…15% от напряжений сжатия).

Напряжения сжатия сж , Мпа /7/

где S – расчетное усилие в канате, Н;

и t – толщина стенки и шаг нарезки, мм [ ]сж – допускаемое напряжение, Мпа

Для литых чугунных барабанов толщина стенки , мм:

1,2dk ,

адля стальных барабанов (литых и сварных):

dk

Допускаемые напряжения [ ]сж , Мпа, можно принимать /7/ для чугуна

где в и т – соответственно временное сопротивление разрыву и предел текучести, Мпа (/30/, табл.1.1.1; 1.1.10; 1.1.11).

Значения [ ]сж можно принимать из табл. 5 (/1/, с.125) или из табл.

У.2.12 (/31/ с. 260).

Для относительно длинных барабанов, у которых L > 3 Dб

выполняется проверка прочности по напряжениям сжатия, изгиба и кручения.

31

Суммарное напряжение для стальных барабанов: сум , Мпа /8/

Mкр = SDб - при закреплении двух ветвей каната.

32

33

2.12 Определение диаметра оси (цапфы) барабана, выбор подшипников оси

Диаметр оси (цапфы) d0, мм. из условия прочности на изгиб (рисунок

2.9)

где Kз – коэффициент запаса, Kз = 1,6 (/1/, табл. 10, с.77)

Для опоры А (см. рисунок 2.9) роликовый подшипник качения (сферический) выбирается по статической грузоподъёмности С0 ,кН из условия /34/:

С0 RAmax ,

Rmax

где A - наибольшая статическая нагрузка при положении каната над левой ступицей, кН.

Для опоры В подшипник выбирается из каталога по динамической грузоподъёмности С, кН, из условия /34/:

C CТP ,

где Стр – требуемая динамическая грузоподъёмность, кН; (/1/. с. 73);

CТP Gnp m L ,

где Gnp - динамическая приведенная нагрузка, кН;

m - показатель степени кривой усталости, для шарикоподшипников m=3, для роликоподшипников m=3,33;

L - номинальная долговечность (млн. циклов), определяемая по

формуле:

60n

L 106 T ,

где n – частота вращения подшипника (барабана), об/мин; n = nб; T – требуемая долговечность подшипника, ч (/1, 24/);

34

подшипника Т, тыс. ч

Динамическая приведенная нагрузка Gnp , кН, (/1/, с.72)

Gnp Gэkб kТ ,

где RВ1, RВ2, …RВi – постоянные нагрузки на подшипник при различной массе перегружаемого груза, действующие соответственно в течение времени (t1, t2, ..., ti);

RВ1=RВ – нагрузка на подшипник при подъёме номинального груза Q, кН (см. рисунок 2.9);

RВ2=kRВ1 – нагрузка на подшипник при подъеме груза меньше Q

k – коэффициент, принимаемый из типовых графиков нагружения (по оси ординат) (/1/, рисунок 46, с.69).

Значения Tt1 , Tt2 ,..., Tti принимаются также из типовых графиков

нагружения (по оси абсцисс).

Режим нагружения (L1, L2 ,L3 ,L4) определяется по значению коэффициента распределении нагрузок Kр (/24/ с.156), значение Кр определятся по формуле (/24/ с.157). Класс использования определяется из табл. 2 (/24/, с. 156). Для этого нужно определить время работы механизма Tmax , ч, за полный срок службы

Tmax 365Kг 24Kс ПВ% h , 100

где Кг и КС – коэффициенты годового и суточного использования /7,

с.10/

h – срок службы крана, принимаемый по нормативным документам, h=15…25 лет.

35

2.13Расчет прижимных планок

Канат чаще всего крепится к барабану планками. Каждая планка крепится с помощью одного или двух винтов. Согласно правилам Госгортехнадзора устанавливают не менее двух одновинтовых планок. Расчет прижимных планок выполняется по методике, изложенной в работе

(/1/, с.129).

2.14Определение тормозного момента, выбор тормоза

исоединительной муфты

Тормоз устанавливается на быстроходном валу редуктора, имеющего наименьший крутящий момент. Тормозной момент на данном валу определяется из условия удержания неподвижно висящего груза с запасом торможения.

Необходимый тормозной момент МТ , Н м , определяется по формуле /24/

МТ k3 Мcтт ,

где М cтт - момент статический при торможении, Н м ;

k3 – коэффициент запаса торможения, зависящий от режима работы (/24/, см. п.2.4.4 и 2.4.6):

kЗ 1,5 (крюковой кран с одной лебёдкой)

kЗ 1,25(грейферный кран с одним тормозом на лебёдке) kЗ 1,1(грейферный кран с двумя тормозами на лебёдке)

а для грейферного крана (с двумя лебёдками)

где Q – грузоподъемность (нетто, миди или брутто), т;

mн – грузоподъемность нетто – масса груженого грейфера, т; Rб – радиус барабана, Rб=0,5Dб , м;

Uоб – общее передаточное число механизма;- кпд подъёмного устройства.

36

Если в механизме подъема имеется редуктор и открытая зубчатая передача, то вместо передаточного числа редуктора Uр в формулах следует указывать общее передаточное число Uоб (см. п. 2.9).

По требуемому тормозному моменту из каталога выбирается двухколодочный тормоз типа ТКГ с электрогидравлическим толкателем и пружинным замыканием /31/. При этом необходимо, чтобы

М тк М т ,

где М тк - каталожное значение тормозного момента, Н м .

Для выбранного тормоза подбирается соединительная муфта – упругая втулочно-пальцевая с тормозным шкивом (типа МУВП).

Муфта выбирается по величине наибольшего крутящего момента (Мc max), а диаметр тормозного шкива должен соответствовать тормозу

(/31/, табл. У.2.41, с.308 или /32/, табл. 196, с.271).

Показывается принципиальная схема тормоза с действующими усилиями в элементах и выполняется проверочный расчет тормоза (на удельное давление, соответствие параметров оттормаживателя расчетным величинам) /7, 20, 31/.

2.15 Выбор приборов и устройств безопасности

На механизмах подъёма предусматриваются ограничители грузоподъёмности и высоты подъёма (опускания) груза /24/. Приводится схема устройств и дается краткое описание принципа действия.

2.16Компоновка механизма

Вмасштабе выполняется компоновочный эскиз механизма подъёма. При этом уточняется предварительно принятая схема механизма с учетом габаритных размеров электродвигателя и диаметра барабана.

2.17Кинематическая схема механизма

Схема выполняется с учетом требований действующих ГОСТов на отдельные элементы. При этом указывается тип электродвигателя, редуктора, тормоза, соединительной муфты и других элементов (рисунок

2.10).

37

1 – электродвигатель МНТ 611-10; Nн = 51 кВт; ПВ = 40%; 2 – роликоподшипник двухрядный сферический 3616; 3 – концевой выключатель ВУ-250А; 4 – барабан Ø 630 мм; 5 – редуктор Ц2-500-19,9- 22-3; 6 – упругая муфта с тормозным шкивом МУВП-400; 7 – тормоз двухколодочный ТКГ-400

Рисунок 2.10 – Кинематическая схема механизма подъема крюкового крана (пример)

38

3 РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ КРАНА (ТЕЛЕЖКИ)

3.1 Выбор схемы механизма

Принимается механизм с приводными колесами (рисунок 3.1) /32/. Общее количество колес крана устанавливается из условия, что бы нагрузка колеса на рельс не превышала 200-250 кН (20-25 т).

Четыре опоры портала многоколесные с балансирами, которые обеспечивают равномерную нагрузку на каждое колесо (рисунок 3.2,а).Из редукторов рекомендуются коническо-цилиндрические типа КЦ-1, червячные РЧН ; могут быть приняты также цилиндрические крановые типа Ц2 или вертикальные крановые типа ВК.

3.2 Сопротивление передвижению крана на прямолинейном рельсовом пути, кН

Wп Wт FвI Wук ,

где WT - сопротивление трения скольжения в цапфах колес и трения качения колес о рельс, кН;

FвI - ветровая нагрузка на кран, кН (движение против ветра при распределенной ветровой нагрузке на единицу площади p1 150Па ).

Wук - сопротивление, вызванное уклоном пути, кН.

3.2.1 Сопротивление трения (см. рисунок 3.2,б)

Wт 9,81(mкр Q) f0 ,

где mкр - масса крана (тележки), принимается по справочным данным

крана - аналога /32/; (с корректировкой на измененные параметры), т ; Q - грузоподъемность крана (нетто или миди), т;

9,81ускорение свободного падения, м/ c 2 ;

f 0 - коэффициент сопротивления движению:

f0 ( d 2K )C, DK DK

где – коэффициент трения скольжения в цапфах колес,

39

1 – электродвигатель; 2 – муфта; 3 – тормоз; 4 – редуктор; 5 – шестерня; 6 и 7 – зубчатые колеса; 8 – ходовое приводное колесо; 9 – крановый рельс; 10 – ходовое неприводное колесо; 11 – балансиры

Рисунок 3.1 – Схема механизма передвижения

а – схемы тележек (приводные колеса заштрихованы); б – схема нагрузок на колесо

Рисунок 3.2 – Балансирные тележи с ходовыми колесами

40