2 Расчет механизма подьема груза

В таблице 2.1приведены исходные данные для расчета.

Таблица 2.1– Исходные данные к выполнению расчета

Номер варианта	Грузоподъемность, Q, т	Высота подъема груза, Н, м	Скорость подъема груза, v1, м/с	Режим работы
15	8	10	0,12	6М

1. Выбор кратности полиспаста

В соответствии с заданной грузоподъемностью Qкрана из таблицы 2.2 назначаем кратность полиспаста в механизме подъема –а=2.

Таблица 2.2 – Кратность полиспаста в зависимости от грузоподъемности

Q, т	<5	10 – 15	20 – 30	40 – 50	75 – 125
а	2	2 – 3	3 – 4	4 – 5	5 – 6

2. Выбор крюка и крюковой подвески

Из таблицы 2.3 по грузоподъемности Q=8т и режиму работы механизма 6М выбираем номер заготовки однорогого крюка – № 16.

По таблице 2.5 выбираем крюковую подвеску нормального типа ближайшей большей грузоподъемности. Обозначение подвески 2–8–610, номинальная грузоподъемность 8 т, режим работы 6М, номер заготовки крюка №16, количество блоков (кратность полиспаста) – 2, рекомендуемый диаметр каната d_к=14…18 мм, диаметр блока по дну желобаD_бл.0=610 мм, расстояние между блоками В=62 мм, масса подвескиQ_п = 0,213 т.

3. Кинематическая схема механизма подъема

С учетом принятых кратности полиспаста и типа крюковой подвески изображаем кинематическую схему механизма подъема груза мостового крана (рисунок 2.4).

1 – двигатель; 2 – муфта; 3 – тормоз; 4 – редуктор; 5 – барабан;

6 – крюковая подвеска; 7 – верхние блоки; 8 – канат

Рисунок 2.4 – Кинематическая схема механизма подъема груза

4. Выбор каната

Блоки крюковой подвески установлены на подшипниках качения, тогда принимаем_бл=0,97. Для нахождения максимального усилия в канате вначале определяем КПД полиспаста:

.

Максимальное усилие в канате:

кН.

По таблице 2.6 в соответствии с режимом работы 6М назначаем коэффициент запаса прочности каната k_з=6. Тогда, расчетное усилие растяжения в канате:

кН.

По таблице 2.8 выбираем канат двойной свивки типа ЛК–Р конструкции 6 х 19(1+6+6/6) + 1 о.с. ГОСТ 2688–80 со следующими параметрами: диаметр каната d_к=15 мм, маркировочная группа_пр= 1770 МПа, разрывное усилиеS_разр=125,5 кН, площадь поперечного сеченияF=86,28 мм². Данный канат отвечает условию выбора

,

т.е. 122,076 кН < 125,5 кН.

5. Проверка диаметра блоков

Для нормальной работы блока должно выполняться условие:

.

По таблице 2.10 с учетом режима работы механизма 6М выбираем коэффициент е= 35. Вычисляем правую часть выражения

мм.

Проверяем условие D_бл.0=610 мм > 510 мм, т.е. блоки крюковой подвески соответствуют выбранному канату.

Тогда, диаметр блока по центру каната равен:

D_бл = D_бл.0 + d_к = 610 + 15 = 625 мм.

6. Определение геометрических размеров барабана

Диаметр барабана по центру каната:

D_б = 0,85D_бл = 0,85625531,25 мм.

Диаметр барабана по дну канавок (мм):

D_б.0 = D_б – d_к = 531,25 – 15 = 516,25 мм.

Полученное значение D_б.0 округляем до ближайшего большего из стандартного ряда, т.е.D_б.0 =560 мм.

Уточняем диаметр барабана по центру каната:

D_б = D_б.0 + d_к = 560 + 15 = 575 мм.

Рассчитываем количество рабочих канавок для навивки полной рабочей длины каната (рабочие витки каната):

шт.

Принимаем количество неприкосновенных витков z_непр.= 2 шт. и количество канавок для крепления канатаz_кр= 3 шт.

По диаметру каната d_к=15 мм из таблицы 2.11 назначаем шаг нарезки канавок барабанаt=17 мм.

Тогда, длина нарезного участка барабана:

мм.

Длина гладкого концевого участка может находиться в пределах:

l_к= (4 ... 5)d_к = 75 мм,

с учетом значений из стандартного ряда принимаем l_к=75 мм.

Вычисляем минимальное расстояние между осью блоков крюковой подвески и осью барабана:

h_min = 3D_б =3575 = 1725 мм.

Определяем минимально и максимально возможную длину центрального гладкого участка:

мм ;

мм.

С учетом условия назначаем длину центрального гладкого участка барабанаl₀= 16 мм, тогда полная длина барабана составит

L = 2l_н + l₀ + 2l_к= 2380 + 40 + 275 = 710 мм,

что соответствует значению из стандартного ряда.

7. Определение мощности и выбор двигателя

С учетом составленной кинематической схемы механизма (рисунок 2.1) назначаем КПД отдельных узлов трения: КПД барабана, установленного на подшипниках качения _б= 0,98; КПД муфт_м= 0,98; КПД двухступенчатого редуктора_р=0,94. Тогда, КПД механизма составит:

_мех = _п  _б  _муфт  _ред= 0,9850,98 0,98 0,93 = 0,88

Вычисляем силу тяжести поднимаемого груза и крюковой подвески:

G = (Q + Q_п)g = (8 + 0,213) 9,8 = 82,13кН.

Необходимая мощность двигателя составит:

кВт.

По таблице 2.13 выбираем двигатель ближайшей меньшей мощности при относительной продолжительности включения ПВ=60%, отвечающей режиму работы механизма 6М, – металлургический электродвигатель с фазовым ротором MTКF312–8 со следующими параметрами:

– номинальная мощность Р_ном = 8,2 кВт (ПВ = 60%);

– номинальная частота вращения n_ном = 710 об/мин;

– максимальный момент М_max= 510 Нм;

– момент инерции ротора J_p =0,3875 кгм²;

– минимальная кратность пускового момента _min= 1,2.

Определяем номинальный момент двигателя

Н·м .

Максимальная кратность пускового момента двигателя:

.

Средняя кратность пускового момента двигателя:

.

Средний пусковой момент двигателя:

М_ср.п=_ср.пМ_н = 2,9110,3 = 319,87 Нм .

Угловая скорость вращения двигателя:

рад/с.

Угловая скорость вращения барабана:

рад/с.

8. Определение передаточного числа и выбор редуктора

Вычисляем необходимое передаточное число редуктора:

.

По таблице 2.17 отмечаем, что ближайшее к рассчитанному значение передаточного числа редуктора составляет 80. При этом расхождение между необходимым и фактическим передаточным числом редуктора равняется

,

что меньше 15%.

Тогда, при принятом фактическом передаточном числе u_р.ф= 80 выбираем двухступенчатый редуктор Ц3–160Н, для которого мощность на быстроходном валу составляет 14 кВт, что превышает номинальную мощность двигателя 8,2 кВт.

Уточняем фактическую угловую скорость вращения барабана (рад/с):

рад/с

и фактическую скорость подъема груза:

м/с.

9. Проверка двигателя при пуске

Определяем приведенный к валу двигателя момент инерции механизма:

Определяем статический момент сопротивления на валу двигателя при подъеме груза номинальной массы (Нм):

кНм = 167,7 Нм.

Находим время пуска двигателя при подъеме груза номинальной массы:

с.

Определяем ускорение груза при подъеме груза номинальной массы:

м/с²,

что меньше допускаемого ускорения [j_п] = 0,6 м/с², т.е.

м/с².

10. Проверка двигателя на нагрев

Типовая диаграмма нагружения механизма подъема при заданном режиме работы 6М приведена на рисунке 2.12 .

Рисунок 2.12 – Типовая диаграмма нагружения крановых механизмов для режима 6М

Определяем статические моменты сопротивления на валу двигателя при подъеме груза разной массы:

– первая ступень (номинальная масса груза)

кНм = 167,7 Нм.

– вторая ступень (0,2 от номинальной массы)

Нм ;

Находим время пуска двигателя при подъеме груза разной массы:

;

– первая ступень (номинальная масса груза)

с;

– вторая ступень (0,2 от номинальной массы)

с;

Вычисляем статические моменты сопротивления на валу двигателя при опускании груза разной массы (Нм):

– первая ступень (номинальная масса груза)

кНм = 130 Нм ;

– вторая ступень (0,2 от номинальной массы)

Нм ;

Определяем время пуска двигателя (с) при опускании груза разной массы:

;

– первая ступень (номинальная масса груза)

с;

– вторая ступень (0,2 от номинальной массы)

с;

Заносим результаты расчета в таблицу 2.19.

Таблица 2.19 – Результаты расчета статических моментов сопротивления

Qi, т	, Нм	, с	, Нм	, с
8	167,7	0,25	130	0,08
1,6	33,54	0,13	26	0,11

Время работы двигателя в установившемся режиме

с .

Определяем сумму времен пуска двигателя на подъем и опускание груза за цикл работы двигателя:

с.

Определяем сумму времен работы двигателя в установившемся режиме:

= 2n_ст= 2219,2 = 76,8 с.

Вычисляем сумму квадратов статических моментов (Н²м²) при подъеме и опускании грузов разной массы:

Принимая значение коэффициента, учитывающего ухудшение условий охлаждения двигателя во время пуска и торможения, равным = 0,8, находим эквивалентный момент на валу двигателя при подъеме грузов различной массы

Нм .

Проверяем условие отсутствия нагрева двигателя:

М_н  М_э ,

110,3 Нм > 108,32 Нм.

Условие выполняется, значит данный двигатель не будет перегреваться.

2.7 Выбор соединительных муфт

В механизмах крановой тележки применяют муфты, способные передавать крутящие моменты и компенсировать осевые, радиальные и угловые смещения валов, которые возникают как при монтаже, так и при деформации металлоконструкций во время работы крана. Расчетный момент для выбора муфты:

 [М_кр] ,

где М_р– расчетный крутящий момент;

k– коэффициент запаса прочности;

М_кр– действующий крутящий момент на соединяемых валах;

[М_кр] – допускаемый (табличный, номинальный) крутящий момент,

который способна передать муфта.

Коэффициент запаса прочности определяется по формуле:

,

где k₁– коэффициент, учитывающий степень ответственности соединения; при возможности аварии ряда машин –k₁ = 1,8;

k₂ – коэффициент условий работы.; при работе неравномерно нагруженных механизмов –k₂= 1,3;

k₃– коэффициент углового смещения. Для зубчатых муфт при угле перекоса в 1^о –k₃=1,5.

.

Расчетный момент муфты, для соединения вала двигателя и быстроходного вала редуктора:

= 110,32,7 = 387,5 Нм.

Выбираем зубчатую муфту М2-1400-55 ГОСТ Р 50895-96 с параметрами: допускаемый крутящий момент [М_кр] =1400 Нм,максимально допустимые диаметры расточек во втулках полумуфт под концы валовd_лев.max= 55 мм иd_прав.max = 55 мм; момент инерции муфтыJ_м=.

11. Выбор тормоза.

С учетом того, что коэффициент запаса торможения для режима работы механизма 6М равен k_т = 2,5 , определяем расчетный тормозной момент на валу тормозного шкива (вал двигателя) для механизма подъема груза:

М_т = k_тМ_ст.о = 2,5130 = 325 Нм.

По рассчитанному тормозному моменту выбираем нормально-замкнутый колодочный тормоз общего назначения с электрогидравлическим толкателем ТКГ-300 с табличным тормозным моментом М_т.ф= 800 Н·м, диаметр тормозного шкиваD= 300 мм.

Таблица 3– Колодочные тормоза общего назначения типа ТКГ с электрогидравлическим толкателем

Типоразмер тормоза	Тормозной момент Мт.ф, Н·м	Диаметр тормозного шкива D, мм	Отход колодки, мм	Масса, кг	Толкатель
					Тип	Усилие, Н
ТКГ-300м	800,0	300	1,2	92	ТГМ-50	500

Выполним расчет параметров регулирования тормоза.

Сила трения между колодкой и шкивом:

.

Сила прижатия колодок

Н,

где f - коэффициент трения между колодкой и тормозным шкивом.

Усилие на пружине

= .

- КПД рычажной системы.

Сила на толкателе

.

Выбираем толкатель ТЭГ-25 с усилием 250 Н, ход – 32 мм.

Высота тормозной колодки

.

Угол обхвата колодкой тормозного шкива:

^о.

Ширина колодки

мм.

Расчетное усилия для пружины:

.

Принимаем индекс пружины λ= 6, тогда коэффициент кривизныk=1,14.

Допустимые напряжения кручения материала пружины [τ]=950 МПа.

Диаметр проволоки

.

Принимаем диаметр проволоки пружины d= 3,5 мм.

Средний диаметр пружины

.

Рабочая длинна пружины

мм.

Принимаем =90 мм.

Зазор между витками пружинами

мм.

Принимаем 0,5 мм.

Шаг пружины

мм.

Число витков пружины

.

Длина сжатой пружины

мм.

Осадка пружины

.

Длина пружины в свободном состоянии

.

Шаг витков наружной пружины

.

Длина пружины в свободном состоянии

.

Длина пружины при раскрытом тормозе

мм.

Условие проверки

Условие выполняется.