Материал: Совершенствование АТП смешанного типа с разработкой площадки для хранения устаревшей техники

Рисунок 5 - Конструктивная схема приводного противоугонного захвата. 1 - электродвигатель, 2 - редуктор, 3 - приводная рукоятка, 4 - винт, 5 - гайка, 6 - ползун, 7 - ролики, 8 - рычаги, 9 - стяжка, 10 - концевой выключатель корпуса захвата.

Ролики 7 верхних концов рычагов 8 находятся на нижних участках пазов ползуна; при этом рычаги 8 совместно с их стяжкой (траверсой) находятся в верхнем положении, а их губки не соприкасаются с головой рельса. При срабатывании ветровой защиты или при выводе крана в нерабочее состояние электродвигатель приводит во вращение винт. Гайка начинает вместе с ползуном и подвешенным к нему рычагами перемещается вниз до упора стяжки 9 в головку кранового рельса.

При дальнейшем вращении винта ползун начинает смещаться относительно рычагов, действуя на их ролики, и отводя верхние концы рычагов в стороны. Губки рычагов входят во (вращение) взаимодействие с головкой рельса и стопорят рычаги. Винт продолжает вращаться, и гайка перемещается вниз, преодолевая сопротивление пружины, нажатие которой через клиновые поверхности ползуна передается на рычаги. При высоте пружины в сжатом состоянии, соответствующей заданному усилию прижатия губок, предусмотренный на гайке упор воздействует на смонтированный на ползуне концевой выключатель (на схеме не показан). В результате этого двигатель захвата отключается от сети. Установленный в верхней части корпуса захвата концевой выключатель 10 обеспечивает остановку двигателя при подъеме ползуна в верхнее положение.

Для приведения в действие захвата вручную предусмотрена приводная рукоятка 3. наличие пружины обеспечивает стабильность усилия зажатия рельса и предотвращает захват от повреждений. Пазы клинового ползуна выполнены так, что в верхней части их наклон больше, а в нижней меньше. Нижний участок обеспечивает быстрое сведение и разведение клещей без нагрузки, а верхний - достаточное усилие зажатие (при небольшом усилии при перемещении).

3. Проектный расчет механизмов крана

.1 Расчет механизма подъема груза

Исходные данные: грузоподъемность m, т - 5 ; высота подъема груза Н, м - 7,4; скорость подъема груза Vпод = 14 м/мин, режим работы - легкий (ПВ 15%)

Выбираем кратность полиспаста по [1, табл. 2.1], равную іп = 2. Навивка каната на барабан производится непосредственно.

Выбор каната производим по величине разрывного усиления согласно ПУБЭГПК [2].,

≥ Smax · Zр, (1)

гдеF0 - разрывное усилие каната в целом, Н;- максимальное натяжение каната, Н;р - минимальный коэффициент запаса прочности,р = 4,5 [2, табл.2]

Максимальное натяжение каната определяем по формуле [3]

 (2)

гдеm - грузоподъемность, кг;

ηбл - КПД блока, для блока на подшипниках качения ηбл = 0,98;

а = 2 - число канатов, набегающих на барабан;= 0 - число направляющих блоков.

Разрывное усилие F0 = 12386,364 · 4,5 = 55738,64 = 55,738 кН

В грузоподъемных кранах общего назначения при однослойной навивке каната на барабан используют стальной проволочный канат двойной свивки с органическим сердечником типа ЛК-Р6×19(1 + 6 + 6/6) + 1ОС ГОСТ 2688 - 80. Из [1, табл. П.2.1] выбран канат данного типа диаметром dк = 11 мм, разрывное усилие F0 = 68,8 кН, маркировочная группа каната Qвр = 1666 МПа.

Выбираем крюковую подвеску однорогим кованным крюком в соответствии с условиями [1]:

) грузоподъемность крюковой подвески не должна быть меньше расчетной;

) режим работы должен соответствовать режиму работы механизма. Из [1, Приложение 1] выбрана крюковая подвеска по стандарту ОСТ24. 191.08 - 81 типоразмера 2 - 5 - 406 с наружным диаметром блока Дбл.н = 336 мм.

Определяем диаметр барабана, уравнительного блока и направляющего блока по формуле (2)

Д ≥ h · dk, (3)

гдеД - соответственно диаметр, мм;- коэффициент выбора диаметра.

Из [2, табл. 5] имеем для барабана h1 = 18, уравнительного блока h2 = 14, для направляющего блока h3 = 20.

Диаметр барабана Дб ≥ h· dk = 18· 11 = 198 мм. Для удобства компоновки механизма подъема принимаем наружный диаметр барабана из нормального h· dk ряда значений Дн = 400 мм. Тогда Дб = Дн + dк = 400 + 11 = 411 мм.

Диаметр уравнительного блока Дур.бл ≥ h2· dк = 14 · 11 = 154 мм Диаметр направляющего блока Дбл ≥ h3· dк = 20 · 11 = 220 мм

Принимаем диаметр равным значению для крюковой подвески, так как он удовлетворяет условию (3).

Выполняем геометрический расчет барабана согласно рисунку 6 и значениям [3].

Рисунок 6 - Схема к определению длины барабана.

Полная длина барабана находится как сумма длин его участков:

б = 2L1 + L2 + L3 + L4 (4)

где  - длина нарезной части барабана;- шаг нарезки на барабане, t = dк + 2 ¸ 3 мм, t = 11 +3 = 14 мм;и L3 - расстояние от торцов барабана до участка нарезки, L2 = L3 = (2 ¸ 3) t;- расстояние между участками нарезки, принимается L4 = 200¸ 300 мм, L4 =300 мм L2 = L3 = 3· 11 = 33 мм.

Принимаем L2 = L3 = 40 мм б = 2 · 217 + 40 + 40 +300 = 814 мм. Окончательно Lб = 820 мм.

Вычисляем потребную мощность двигателя по формуле

, (5)

где η - общий КПД механизма, η = 0,85 ¸ 0,9, принимаем η = 0,9

Из [4, табл. ||. 1.13 ] подбираем электродвигатель крановый MTF311 - 6 с мощностью Nдв = 14 кВт, частота вращения вала nдв = 925 об/ мин, максимальный момент Тmax= 314Н· м, момент инерции ротора Jр = 0,115 кг · м2, диаметр конца вала dдв = 50 мм.

Общее передаточное число механизма

 (6)

где  - частота вращения барабана, об / мин.

Из [4, табл. V. 1.43] подбираем цилиндрический горизонтальный двухступенчатый редуктор Ц2 - 400 с передаточным числом Uр = 40, крутящий момент на тихоходном валу Ттих = 8 кН·м, диаметр конца быстроходного вала dб = 50 мм, тихоходный конец вала имеет исполнение в виде зубчатого венца с внутренней расточкой. Редуктор проверяем согласно [1] по условиям прочности, долговечности и кинематики. Расчетный эквивалентный момент на тихоходном валу редуктора не должен превышать номинальный крутящий момент на том же валу

Тр.э £ Ттик (7)

где расчетный эквивалентный момент Тр.э определяется

Тр.э = Rд · Тр (8)

здесь Rд - коэффициент долговечности,

Тр - расчетный крутящий момент на тихоходном валу редуктора при подъеме номинального груза? Равный моменту на барабане от веса груза

 (9)

где ɳп - КПД полиспаста; ɳб - КПД барабана, ɳб = 0,94 ¸ 0,96. Примем ɳб = 0,96 КПД полиспаста вычисляется по формуле [3]

Коэффициент долговечности определяется по зависимости

= Rq · Rt (11)

где Rq - коэффициент переменности нагрузки,- коэффициент срока службы

= (12)

где R - коэффициент нагружения. Для легкого режима работы (1М ¸ 3М) примем R = 0,5 [1, табл. 1. 4.] Тогда Rq =  = 0,793

 (13)

здесь Zp - суммарное число циклов контактных напряжений зуба шестерки тихоходной ступени редуктора, Zo - базовое число циклов контактных напряжений, для типажных редукторов Zo = 125 · 106

Zp = Zт · Uт (14)

где Zт - число циклов нагружения на тихоходном валу редуктора; Uт - передаточное число тихоходной ступени редуктора, можно принемать Uт = 5

т = 60 · nт · tмаш (15)

где nт - частота вращения тихоходного вала редуктора, об / мин; tмаш - машинное время работы механизма, час. Из [1, табл. 1. 3] имеем tмаш = 5000 част = 60 · 21,7 · 5000 = 6,51 · 106т = 6,51 · 106 · 5 = 32,55 · 106

Rt =

Kg = 0,793 · 0,638 = 0,506

Тр.э = 0,506 · 5302,92 = 2696,6 Н·м = 2,696 кН·м < Ттих = 8 кН·м

Передаточное число редуктора должно отличатся от требуемого значения не более чем на 15%

 (16)

Подбор муфты между двигателем и быстроходным валом редуктора производим по диаметрам концов соединяемых валов, а затем проверяем муфту по крутящему моменту

 (17)

Выбранная муфта должна удовлетворять условию

Трасч £ Ттабл (18)

где Трасч = к1· Тс - расчетный крутящий момент муфты, к1 = 1,1 - коэффициент режима работы,

Ттабл - номинальный крутящий момент муфты

Трасч = 1,1 · 139, 996 = 154 Н·м

Из [1, табл. П. 6. 1] подобрана зубчатая муфта по ГОСТ5006 - 83 исполнения 2 (с промежуточным валом). Номинальный момент муфты Ттабл = 1600 Н · М, обеспечивается соединение концов валов диаметрами до 55 мм, момент инерции муфты Jм = 0,06 кг · м2

Тормоз выбирается по тормозному моменту

Тт = β · Тс(т) (19)

где β - коэффициент запаса торможения, β = 1,5 (ПВ=15%);

Тс(т) - статический момент на валу тормоза при торможении, определяется

Тс(т) =  (20)

Тс(т) =

Тт = 1,5 · 113,4 = 170 Н·м

Выбранный электродвигатель механизма подъема проверяем по условиям пуска: мощность двигателя должна обеспечить разгон груза с ускорением, не привыкающим допустимое значение 0,2 ¸ 0,6 м / с2 для кранов общего назначения

п £ [jп] (21)

где jп =  - действительное ускорение груза, tп - время пуска механизма которое определяется согласно [3]:

 (22)

где ∑ (J)1 = Jp + Jм - суммарный момент инерции вращающихся масс, установленных на валу двигателя (ротора двигателя и муфты), кг · м2; к = 1,1 ¸ 1,2 - коэффициент учитывающий инерцию остальных вращающихся масс передаточного механизма, примем к = 1,2; Тп.ср - средний пусковой момент двигателя. Для двигателей переменного тока с фазным ротором

 (23)

где Тном = 9550 ·  - номинальный момент двигателя;

jм = - кратность по максимальному моменту.

Тном = 9550 ·

jм =

∑ (J)1 = 0,115 + 0,06 = 0,175 кг · м2

п =

Полученное значение слишком велико. Поэтому по рекомендациям [4] примем tп = 1,5 с, а величину пускового момента ограничим с помощью пускорегулирующей аппаратуры. Тогда  ¸ 0,6 м/с2

Находим полный пусковой момент на валу двигателя [3]

 (24)

Тп = 156 Н·м < Т max = 314 Н·м, следовательно, двигатель условиям пуска удовлетворяет. Проверку двигателя на нагрев не проводим, так как его мощность не меньше расчетной. В этом случае она не обязательна.

.2 Расчет механизма передвижения тележки

Исходные данные: грузоподъемность m = 5000 кг; скорость передвижения тележки Vтел = 40 м/мин, режим работы - легкий (ПВ = 15%)

Выбираем схему механизма аналогично механизму подъема груза (см. рисунок 2). Электродвигатель 1 посредством муфты 2 и промежуточного вала 3 соединен с горизонтальным редуктором 5, а его выходной вал через специальную зубчатую муфту связан с тяговым барабаном 6. Колодочный тормоз 4 установлен на быстроходном валу.

По рекомендациям [1] применяем массу тележки mт = 1200 кг. В качестве ходовых колес тележки принимаем восемь одноребордных роликов с конической поверхностью катания, ролики перемещаются по нижнему поясу ездовой балки фермы моста. Максимальная нагрузка на один ролик

По аналогии с ходовым колесом принимаем диаметр роликов по поверхности катания Дк = 200 мм, установка роликов произведена на подшипники качения. Определяем суммарное сопротивление передвижению тележки [3]

ум = Wк + Wбл + Wв + Wf (25)

где Wк - сопротивление от рения в ходовой части тележки (с учетом трения поддерживающих роликов);бл - сопротивление на блоках подъемного каната, вызванное разностью натяжений в ветвях каната;в - сопротивление от ветровой нагрузки;- сопротивление от провисания тягового каната.

Сопротивление от трения в ходовой части тележки

 (26)

гдеmоб - общая масса тележки с грузом, mоб = mт + m;р - коэффициент трения реборд ходовых колес о нижнюю полку двутовра; kр = 2 [1, табл. 2. 15];

м - коэффициент трения качения колдес; м = 0,0003 [1, табл. 2. 13];- коэффициент трения в подшипниках колес, f = 0,015 [1, табл. 2. 14];диаметр цапфы вала колес, d = (0,2 ¸ 0,25) Дк = 0,2. Дк = 0,2 · 200 = 40 мм = 0,04 м

Общая масса mоб = (1200 + 5000) = 6200 кг

Сопротивление на блоках подъемного каната [3]

 (27)

Сопротивление от ветровой нагрузки находится как сумма нагрузок на тележку и груз в отдельности

в = Wв.тел + Wв.гр (28)

где Wв.тел = g · r · c · n · Aтел ; Wв.гр = g · r · c · n · Aгр (29)

здесь g = 125 Па - ветровой напор на высоте до 100 м;= 1 - коэффициент, учитывающий влияние высоты расположение элемента конструкции или груза;

с - коэффициент аэродинамического сопротивления, для груза и тележки примем с = 1,2;= 1 - коэффициент перегрузки ;

Ател и Агр - расчетная подветренная площадь тележки и груза.

Конструктивно назначаем размеры тележки: ширину Втел = 1,6 м, высоту Нтел = 1,25 м. Тогда Ател = Втел · Нтел = 1,6 · 1,25 = 2 м2

Для груза из [4] принимаем Аг = 7,1 м2 в зависимости от его массы.в.тел = 125 · 1 · 1,2 · 1 · 2 = 300 Нв.гр = 125 · 1 · 1,2 · 1 · 7,1 = 1065 Нв = 300 + 1065 = 1365 Н

Сопротивление от провисания тягового каната

 (30)

где g - погонная масса тягового каната;к - длина каната;- допустимая стрела провеса каната, f = (0,01 ¸ 0,02)Lк.

Задаемся величиной g = 0,256 кг/м для каната ЛК-З 6×19+1о.с ГОСТ2688 - 80 с диаметром dк = 8,3 мм [4, табл. V. 2. 3]. Расчетную длину каната Lк находим как сумму длин пролета и вылета консоли крана, т. е

к = L + lk = 16 + 4,2 = 20,2 м= 0,015 · Lк = 0,015 · 20,2 = 0,303 м

сум = 729,864 + 1487,374 + 1365 + 422,745 = 4004,983 Н

Так как концы тягового каната закрыты на барабане, то максимальное натяжение каната определяется