3. Розрахунок механізму пересування крана

3.1 Вибір кінематичної схеми

Механізм пересування крана вибираємо з роздільним приводoм (рис. 7). Електродвигун через редуктор та відкриту зубчасту передачу передає крутний момент на ведучі колеса. На півмуфті швидкохідного вала редуктора встановлено гальмо.

Рисунок 7 - Кінематична схема механізма пересування крана з роздільним приводом

3.2 Вибір ходових коліс

Навантаження на одне колесо визначимо для випадку, коли вантажний візок із вантажем знаходиться в крайньому положенні моста з боку жорсткої опори (рис. 8).

Навантаження на ходові колеса опори А завантаженого крана

де - відповідно вага моста, вантажного візка, механізму підйому, механізму пересування візка, жорсткої опори, кабіни, кН, (додаток А);

- відстані від точки В до ліній дії сил ваги елементів крана, що визначаються побудовою (рис. 8). Орієнтовні геометричні розміри елементів крана визначають за емпіричними залежностями, які наведені в додатку Б.

Навантаження на ходові колеса опори В

кН,

Розрахункове навантаження на колесо

кН,

де =1,2; g=0,9 (табл. 15).

Рисунок 8 - Схема розрахунку навантажень на ходові колеса крана

За додатками LVI, LIX [1], XLII, XLV [2] приймаємо ходові колеса діаметром =500 мм, дворебордні з циліндричним ободом, шириною поверхні кочення b=100 мм (ГОСТ 3569-74). Діаметр цапфи вала d=100 мм (табл. 9). Колеса, встановлені на роликових підшипниках, f=0,015 (табл. 10).

Коефіцієнт =1,5 (табл. 12). Коефіцієнт тертя кочення m=0,6 (табл. 11). Рейки типу КР80 із заокругленою головкою, радіусом заокруглення R=400 мм (дод. LXVIII [1], дод. XLVII [2]).

3.3 Визначення опору пересуванню крана

Статичний опір пересуванню крана, Н, визначаємо за формулою

,

де - опір від сил тертя

Н;

- опір від сил уклону

H;

a - розрахунковий уклон підкранового шляху (див. п.п. 2.1); приймаємо a = 0,001, що відповідає шляху вкладених на металевних балках із залізобетонним фундаментом;

- опір від сил вітру

Н,

- відповідно сила вітру на конструкцію крана та вантаж

Н;

- навітряна площа крана, яку визначають орієнтовно за формулою

j = 0,2...0,5 - коефіцієнт заповнення площі контура крана, для шарнірної опори j = 1;

q, k, с, n - див. п.п. 2.2;

= 1500 Н - див. п.п. 2.2;

Тоді Н.

3.4 Розрахунок потужності двигуна та вибір редуктора

Для попереднього вибору двигуна визначимо опір пересуванню завантаженого крана в період пуску

де а - середнє прискорення крана при пуску, а=0,1 м/с (табл. 13).

Потужність двигунів механізму пересування крана з урахуванням інерційних навантажень

кВт,

де - середня кратність пускового моменту. Для асинхронних двигунів із фазовим ротором =1,5...1,7. Приймаємо =1,6.

Потужність одного двигуна роздільного приводу

кВт.

За каталогом (дод. XXXIV [1], XI [2]) вибираємо електродвигун із фазовим ротором типу MTF211-6 потужністю N=9 кВт (при ПВ=25%), n=915 об/хв (w=95,77 рад/с), =0,117 кг×м , =195 Н×м, Н×м, .

Найбільш несприятливим при розгоні незавантаженого крана є випадок, коли візок знаходиться в крайньому положенні моста зі сторони жорсткої опори А. При такому положенні візка найменш завантаженими є ходові колеса опори В (рис. 8). При пуску приводів не повинно відбуватись пробуксовування привідних коліс опори В по рейкам.

Навантаження на ходові колеса опор А і В незавантаженого крана:

кН.

Остаточно електродвигун вибираємо за пусковим моментом приводу механізму пересування опори В:

, Н×м

Частота обертання колеса

об/хв.

Загальне передаточне число механізму

.

Розбиваємо загальне передаточне число на ступені, оскільки привід має відкриту зубчасту передачу. Орієнтовно приймаємо передаточне число відкритої зубчастої пари =2...6. Тоді розрахункове передаточне число редуктора знаходиться в межах

.

Розрахункова потужність редуктора

кВт,

де кВт.

За каталогом (дод. ХLI...XLVI [1], дод. XXI...XXVI [2]) вибираємо редуктори типу Ц2-250-9,8-1Ц і Ц2-250-9,8-5Ц, здатні передавати потужність =23,8 кВт при частоті обертання швидкохідного вала =1000 об/хв із передаточним числом =9,8.

Тоді .

Для ходового колеса діаметром =500 мм за додатком ХLVI [2] приймаємо зубчасте колесо з числом зубів =42, модулем m=10 мм, діаметром ділильного кола =420 мм.

Підбираємо до нього шестірню. Число зубів шестірні

,

приймаємо =22.

Ділильний діаметр шестірні

мм.

Міжосьова відстань відкритої зубчастої передачі

мм.

Фактичне передаточне число механізму

об/хв.

Фактична швидкість пересування крана

м/с.

Час пуску приводу опори В при незавантаженому крані

с.

де - максимальне прискорення при пуску незавантаженого крана, яке забезпечує коефіцієнт запасу зчеплення коліс із рейками =1,2

де - число привідних коліс;

- загальна кількість коліс крана;

j - коефіцієнт зчеплення ведучих коліс із рейками; для кранів, що працюють на відкритому повітрі j=0,12; для кранів, що працюють у приміщенні j=0,2.

Приведений до вала двигуна момент інерції мас, які припадають на опору В, при незавантаженому крані

кг×м ,

де =0,117+0,1274=0,244 кг×м ;

- маса крана, яка припадає на опору В,

кг.

Статичний момент опору пересуванню, приведений до вала двигуна, для приводу опори В при незавантаженому крані

Н×м,

де - опір пересуванню незавантаженого крана, який припадає на опору В

де - вітрове навантаження на опору В

Н;

м ;

- геометричні розміри елементів крана (рис. 8), що визначаються за залежностями наведеними в додатку В.

Тоді середній пусковий момент

Н×м.

Розрахункова потужність двигуна

кВт,

де

Для приводу механізму пересування крана остаточно приймаємо електродвигун MTF211-6 потужністю N=9 кВт.

Середній пусковий момент двигуна МТF211-6

Н×м.

Фактичний час пуску приводу опoри В

с.

Фактичний коефіцієнт запасу зчеплення привідних коліс із рейками

де - зчіпна вага опори В

=41350 Н.

Оскільки умова забезпечення зчеплення коліс із рейками не виконується, , необхідно застосувати піскоструменеві (j=0,25).

Тоді .

Фактичне прискорення при розгоні незавантаженого крана

м/с .