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

 (31)

где n = 4 - число направляющих блоков каната (см. рисунок 3)

Разрывное усилие каната определяем по формуле (1), приняв Zp = 4:= 4342,065 · 4 = 17368,261 Н = 17,4 кН

Выбранный предварительно канат имеет Fo = 34,8 кН при маркировочной группе sвр = 1568 МПа, значит, по условию прочности он подходит.

По формуле (3) находим диаметр барабана по средней линии витка каната

Дб ≥ 18 · 8,3 = 149,4 мм

Для удобства соединение выходного вала редуктора с барабаном увеличивает диаметр барабана, приняв его наружный диаметр Дн = 200 мм из нормального ряда значений. Тогда

Дб = Дн + dк = 200 + 8,3 = 408,3 мм

Длину барабана находим по формуле (4) с учетом следующих особенностей его конструкции: 1) барабан имеет один участок нарезки; 2) на барабан одновременно крепятся две ветви каната, причем одна из них при работе барабана навивается на него, а другая свивается; 3) навивка каната на барабан производится в один слой. Поэтому число неприкосновенных витков каната должна быть (3 ¸ 4)2; т.е 6 ¸ 8, а участки навивки двух ветвей каната должны быть разделены еще 3 ¸ 4 канавками, следовательно, (6 ¸ 8) + (3 ¸ 4) = 9 ¸ 12. Причем шаг нарезки t = dk + 2 мм = 8,3 + 2 = 10,3 мм

Здесь lk¢ = L + 2 · lk = 16 + 2 · 4,2 = 24,4 м - длина каната, навиваемого на барабан при перемещении тележки из одного крайнего положения в другое.

L2 = L3 = (2 ¸ 3)t = 3 · 10,3 = 30,9 мм » 31 мм

Полная длина барабана Lб = 320 + 31 + 31 = 382 мм

Потребная мощность двигателя тяговой лебедки вычисляется по формуле:

 (32)

где ɳ - КПД, учитывающий потери в передаточном механизме, ɳ = 0,9 ¸ 0,95

Выбираем [4, табл. ||. 1. 12] электродвигатель крановый переменного тока МТF012 - 6 с Nдв = 3,1 кВт, частота вращения вала nдв = 785 об/м, момент инерции ротора Jp = 0,029 кг · м2, максимальный момент Тмакс = 56 Н · м, диаметр конца вала dдв = 28 мм

Частота вращения вала ходового колеса

Передаточное число механизма по формуле (6)

Из [4, табл. V. 1. 43] подобран цилиндрический двухступенчатый горизонтальный редуктор Ц2 - 300 с передаточным числом Up = 25, крутящим моментом на тихоходном валу Ттих = 5,8 кН · м, диаметр конца быстроходного вала dб = 35 мм, тихоходный вал имеет, исполнение в виде зубчатого венца с внутренней расточкой.

Проверяем отклонение передаточного числа по формуле(16):

%= 0,63% < 15%

Значит условие проверки выполняется.

Проверяем редуктор по велечине крутящего момента на тихоходном валу. Число циклов нагружения на тихоходном валу по формуле (15) равно:т = 60 · 31,2 · 5000 = 9360000 = 9,36 · 106

Zр = 9,36 · 106 · 5 = 46,8 · 106

Коэффициент нагружения

Коэффициент долговечности rg = 0,793 · 0,72 = 0,571

Расчетный момент на валу барабана

Расчетный эквивалентный момент

Тр.э = 0,571 · 886,432 = 506,153 Н · м

Тр.э = 0,506 кН · м < Ттих = 5,8 кН · м, значит условие проверки (7) выполняется.

Для соединения вала двигателя с быстроходным валом редуктора используем зубчатую муфту с тормозным шкивом. Крутящий момент на валу двигателя

Расчетный крутящий момент с учетом режима работы

Трасч = 1,1 · 37,32 = 41,055 Н · м

Из [1. табл. П. 6. 1] подбираем зубчатую муфту по ГОСТ5006 - 83 с номинальным крутящим моментом 1000 Н · м, диаметр тормозного шкива Дт = 160 мм, соединение концов валов диаметром 35 ¸ 40 мм, момент инерции муфты Jм = 0,05 кг · м2, исполнения 2 (с промежуточным валом).

Производим подбор тормоза по величине тормозного момента согласно (19), где коэффициент запаса торможения r = 1,2, а статический момент на валу тормоза [3]

 (33)

Тт = 1,2 · 33,684 = 40,421 Н · м

Из [4, табл. V. 2. 23] выбран тормоз ТКГ - 160 с электрогидравлическим толкателем, диаметр тормозного шкива 160 мм, тип толкателя ТЭГ - 16 м.

Проверку на сцепление ходовых колес с рельсом не производим, так как ходовые колеса тележки не являются проводными, поэтому проскальзывание колес на рельсе невозможно. Проверку двигателя по условию пуска ведем по формуле

j £ [j] (34)

где  - расчетный коэффициент перегрузки; [j] = - допустимое значение коэффициента перегрузки.

Пусковой момент Тп на валу двигателя

где ∑ (J)1 = Jp + Jм = 0,029 + 0,05 = 0,079 кг · м2. Время пуска tп = 2с (по рекомендациям [3])

Номинальный момент на валу двигателя

Тном = 9550

[j] =

j = 1,47 < [j] = 1,484, следовательно, условие проверки выполняется.

3.3 Расчет механизма передвижения крана

Исходные данные: грузоподъемность m = 5000 кг, скорость передвижения крана Vк = 50 м/мин, масса крана mк = 18500 кг, режим работы средней.

Выбираем схему механизма передвижения с раздельным приводом согласно рисунку 4.

Для определения нагрузки на ходовое колесо крана составляем расчетную схему (рисунок 7)

Рисунок 7 - Расчетная схема для определения нагрузки на ходовое колесо крана.

Масса крана без массы тележки mм = mк - mт = 18500 - 1200 = 17300 кг

∑ Ма = 0

Минимальная нагрузка на ходовое колесо

∑ МВ = 0

Максимальная нагрузка на ходовое колесо

=

Из [1, табл. П. 8. 1] выбрано двухребордное ходовое колесо с цилиндрической поверхностью катания, диаметр колеса по ободу Дк = 500 мм, тип рельса КР70 ГОСТ4121- 76. [Fmax]= 100 ¸ 200 кН

Суммарное сопротивление передвижению крана согласно [1]

сум = Wк +Wв + Wукл + Wин + Wгиб (36)

где Wк - сопротивление от трения в ходовой части крана, Wв - сопротивление от ветровой нагрузки, Wукл - сопротивление от уклона пути Wин - сопротивление от сил инерции,Wгиб - сопротивление от раскачивания груза на гибком повесе.

Сопротивление от трения в ходовой части находим по формуле (26), приняв kp = 1,1 [1, табл. 2. 15.], μ = 0,0005 м [1. табл. 2. 13], f = 0,015 [1, табл. 2. 14.] Диаметр цапфы вала колеса d = 0,25 · Дк = 0,25 · 500 = 125 мм = 0,125 м

здесь mоб = mк + m = 18500 + 5000 = 23500 кг - общая масса крана с грузом.

Сопротивление от ветроой нагрузки находим по формуле (28), (29). Приняв подветренную площадь крана Акр = Нкр · Lкр = 1,1 · 26,5 = 29,15 м2 имеем

в = Wв.кр + Wв.гр = 5465,625 + 1065 = 6530,625 Н

Сопротивление от уклона пути

укл = mоб · g · a (37)

где a =0,001 - для кранов, коэффициент уклона пути.укл = 0,001 · 23500 · 9,81 = 230,535 Н

Сопротивление от сил инерции [1]

ин = d · mпост · а (38)

где d - коэффициент, учитывающий инерцию вращения масс механизма, при Vк = м/с d = 1,25; mпост = mоб = mк + m - масса поступающего движения объекта (крана с грузом); а - ускорение при разгоне. Значение а = (0,5 ¸ 1) [а], где [а] = 0,1 м / с2 - допустимое ускорение [1, табл. 2. 16.]. а = 0,8 · 0,1 = 0,08 м/с2ин = 1,25 · 23500 · 0,08 = 2350 Н

Сопротивление от раскачивания груза на гибком подвесе

гиб = m · а = 5000 · 0,08 = 400 Н

Wсум = 1458,2 + 6530,625 + 230,535 + 2350 + 400 = 10969,36 Н

Потребная мощность для преодоления сопротивления передвижению по (32)

С учетом раздельного привода мощность двигателя Nдв = (0,5 ¸ 0,6)´ N = 0,6 · 10,157 = 6,1 кВт. Из [4, табл. ||. 1. 12] выбран электродвигатель переменного тока МТF112 - 6 мощность Nдв = 6,5 кВт, с частотой вращения вала nдв = 895 об/мин, максимальным моментом Тmax = 137 Н · м, момент инерции ротора Jр = 0,067 кг · м2, диаметром конца вала dдв = 35 мм.

Передаточное число механизма определяем по формуле (6), Для этого частота вращения ходового колеса nк =

Из [4, табл V. 1. 43] выбран горизонтальный двухступенчатый цилиндрической редуктор Ц2 - 250 с передаточным числом 25, крутящим моментом конца быстроходного вала dб = 30 мм, тихоходного вала dт = 65 мм. Полученное значение передаточного числа разбиваем на две ступени U = Up · Uзп, где передаточное число открытой зубчатой передачи равно

Примем значение из нормального ряда предпочтительных чисел, имеем Uзп = 1,2. Тогда U = 25 · 1,2 = 30. Проверим отклонение передаточного числа от требуемого по формуле (16)

% = 6,73% < 15%, что удовлетворительно

Суммарное число циклов контактных напряжений тихоходного зубчатого колеса редуктора с учетом того, что в механизме передвижения работает не одна, а две активные поверхности зубьев.

т = 30 · nт · tмаш = 30 · 31,84 · 5000 = 4,776 · 106

Zр = 4,776 · 106 · 5 = 23,88 · 106. Тогда

Коэффициент долговечности kу = 0,793 · 0,576 = 0,457

Расчетный крутящий момент, передаваемый двигателем механизма передвижения, по формуле

Тр = Тmax · U · ɳр = 137 · 25 · 0,96 = 3288 Н · М

Тр.э = 0,457 · 3288 = 1502,62 Н · м = 1,5 кН · м

Тр.э = 1,5 кН · м < Ттих = 3,3 кН · м, значит условие проверки выполняется.

Статический момент на валу двигателя находим по формуле [3]

 (39)

Расчетный крутящий момент, по которому подбираем соединительную муфту

Трасч = 1,1 · 21,84 = 24 Н · м

Из [1, табл. П. 6. 1] выбрана зубчатая муфта с тормозным шкивом по ГОСТ5006 - 83 с номинальным крутящим моментом 1000 Н · м, соединение валов диаметром до 40 мм, момент инерции муфты Jм = 0,05 кг · м2, диаметр тормозного шкива Дт = 160 мм, исполнение 1 (без промежуточного вала)

Тормозной момент механизма передвижения определяется из условия достаточного сцепления ходовых колес с рельсом. Максимально допустимое замедление, при котором обеспечивается запас сцепления, равный 1,2, определяется [3]

 (40)

Где fсц = 0,12- коэффициент сцепления колес с рельсом при работе на открытом воздухе; а и в - число приводных колес и общее число колес крана, а = 2, в = 4

Минимально допустимое время торможения

Необходимый тормозной момент

 (41)

где ∑ (J)1 = Jр + Jм = 0,067 + 0,05 = 0,117 кг · м2

Выбран колодочный тормоз с электрогидравлическим толкателем ТКГ - 160 с тормозным моментом Тт = 100 Н · м [4, табл. V. 2. 23]

 (42)

где  - ускорение в период разгона при работе крана без груза.

 (43)

где Тс¢ - момент сопротивления передвижению крана без груза, приведенный к валу движения; Тп. Ср - среднепусковой момент двигателя, Тп. ср =

 (44)

Номинальный момент двигателя Тном = 9550

т.е условие проверки не выполняется. По рекомендациям [3] принимаем t п = 4с - для крана.  Тогда

следовательно, условие проверки выполняется

Проверку двигателя по условию пуска осуществляем по формуле (34), где

 (45)

j = , значит, двигатель удовлетворяет условиям пуска.

4. Прочностные расчеты механизма

.1 Расчет узла барабана механизма подъема груза

К деталям узла барабана, подлежащим расчету, относятся: барабан, ось барабана, подшипники оси, крепление конца каната к барабану.

Прочностным расчета барабана является расчет его стенки на сжатие. Для группы режима работы принимаем материал барабана сталь 35Л с [sсж]= 137 МПа [1, табл. 5. 1], барабан выполнен литым

Толщина стенки литого барабана

d = 0,01 · Дн + 0,003 = 0,01 · 400 + 0,003 = 0,007 м

По условиям технологиям изготовления литых барабанов d ≥ 10 ¸ 15 мм. С учетом изнашивания стенки барабана примем d = 15 мм = 0,015 м

Проверяем выбранную стенку барабана на сжатие по формуле [1]

 (46)

Уточняем выбранное значение толщины стенки барабана по формуле [1]

 (47)

где y - коэффициент, учитывающий влияние деформаций стенки барабана и каната, определяется по зависимости

где Ек - модуль упругости каната. Для шестипрядных канатов с органическим сердечником Ек = 88260 МПа; Fк - площадь сечения всех проволок каната; Еб - модуль упругости стенки барабана, для литых стальных барабанов Еб = 186300 МПа, s по зависимости 0,0062 м при отношении длины барабана к его диаметру  допускаемое напряжение в формуле (46) следует уменьшить на с% при навивке на барабан двух концов каната, причем для  величина с = 5%. Тогда