Подобные работы

Технологический и прочностной расчёт футеровок ёмкостного цилиндрического оборудования

echo "Введение. Напряжённое состояние системы металл-футеровка в футерованных аппаратах оказывает большое влияние на работоспособность всей конструкции в целом. Вследствие различий физико-механическ

Алмазные инструменты в машиностроении

echo "Алмазные инструменты в машиностроительной промышленности можно разделить на две основные группы: 1) инструменты из порошков алмаза; 2) инструменты из кристаллов технических алмазов. К первой гру

Ходова частина

echo "Маточини передніх коліс установлюють на поворотних цапфах на роликових конічних або кулькових радіально-опорних підшипниках і кріплять гайки з шплінтами. Рама автомобіля 1– передній буфер; 2 – п

Система запалення

echo "Система запалення складається із джерела струму, котушки запалювання, переривника, розподільника, конденсатора, свічки, вмикача запалювання, проводів високої і проводів низької напруги. Схема за

Сертификация в зарубежных странах

echo "Программно-целевое планирование охватывает производство и транспортировку топлива, снабжение электроэнергией, применение ядерной, солнечной и других видов энергии. Значительно меньше внимания у

ГРЭС 1500 Мвт

echo "Определение типоразмеров паропроводов. 10. Выбор схемы главных трубопроводов. Определение диаметров трубопроводов. 11. Определение потребности ГРЭС в технической воде, выбор циркуляционных насо

Механизмы высокотемпературного радиационного охрупчивания

echo "Малорастворимый в металлах гелий при повышенных температурах мигрирует к стокам (границам зерен, выделениям второй фазы, дислокациям и пр.) и выделяется на них в виде пузырьков. Плотность образ

Застосування стандартів ISO серії 9000

echo "Значну роль в підвіщенні якості продукціі відіграють стандарти які є організаційно-технічною основою систем якості. На перших порах мала місце практика внесення в контракти вимог до систем якост

Расчет механизмов – козлового консольного крана грузоподъемностью 8 тонн

Расчет механизмов – козлового консольного крана грузоподъемностью 8 тонн

Грузовые тележки бывают самоходными или с канатным приводом.

Грузовые тележки двухбалочных кранов могут иметь поворотную стрелу. Опоры крана устанавливаются на ходовые тележки, движущиеся по рельсам. Опоры козловых кранов выполняют двухстоечными равной жёсткости, или одну -жёсткой, другую -гибкой(шарнирной). Для механизмов передвижения козловых кранов предусматривают раздельные приводы.

Приводными выполняют не менее половины всех ходовых колёс.

Обозначение по ГОСТ : Кран козловой 540-33 ГОСТ 7352-75 Исходные данные.

Таблица № 1.

Грузоподъемность крана 8 тонн
Пролет 25 метров
Высота консолей 4,5 метра
Скорость подъема груза 0,2 м/с
Скорость передвижения тележки 38 м/мин
Скорость передвижения крана 96 м/мин
Высота подъема 9 метров
Режим работы
Расчет механизма подъема груза.

Механизм подъёма груза предназначен для перемещения груза в вертикальном направлении. Он выбирается в зависимости от грузоподъёмности.

Привод механизма подъёма и опускания груза включает в себя лебёдку механизма подъёма.

Крутящий момент, создаваемый электродвигателем передаётся на редуктор через муфту.

Редуктор предназначен для уменьшения числа оборотов и увеличения крутящего момента на барабане.

Барабан предназначен для преобразования вращательного движения привода в поступательное движение каната.

Усилие в канате набегающем на барабан, H : F б =Qg/zu n h 0 =8000*9,81/2*2*0,99=19818 где: Q -номинальная грузоподъемность крана, кг; z - число полиспастов в системе; u n – кратность полиспаста; h 0 – общий КПД полиспаста и обводных блоков; Поскольку обводные блоки отсутствуют, то h 0 = h п =(1 - n бл U п )/ u n (1- h бл )=(1-0,98 2 )/2*(1-0,98)=0,99 Расчетное разрывное усилие в канате при максимальной нагрузке на канат F к= F б=19818 Н и k =5,5 F ³ F к* k =19818*5,5=108999 Н где: F к – наибольшее натяжение в канате (без учета динамических нагрузок), Н; k – коэффициент запаса прочности (для среднего режима работы k =5,5). Принимаем канат по ГОСТ 2688 – 80 двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6х19(1+6+6/6+1 о.с) диаметром 15 мм имеющий при маркировочной группе проволок 1764 Мпа разрывное усилие F =125500 Н. Канат – 11 – Г – 1 – Н – 1764 ГОСТ 2688-80 Фактический коэффициент запаса прочности: k ф =F/F б =125500/19818=6,33>k=5,5 Требуемый диаметр барабана по средней линии навитого стального каната, мм D ³ d*e=15*25=375 где: d – диаметр каната е – коэффициент зависящий от типа машины, привода механизма и режима работы машины механизма.

Принимаем диаметр барабана D =400 мм. Длина каната навиваемого на барабан с одного полиспаста при z 1 =2 и z 2 =3, м: L к= H * U п+ p * D ( z 1 + z 2 )=9*2+3,14*0,4(2+3)=24,28 где: Н – высота поднимаемого груза; U п – кратность полиспаста; D – диаметр барабана по средней линии навитого каната; z 1 – число запасных ( неиспользуемых ) витков на барабане до места крепления: ( z 1 =1,5…2) z 2 – число витков каната, находящихся под зажимным устройством на барабане: z 2 =3…4. Рабочая длина барабана, м: L б =L k *t/ p *m(m*d+D)* j =24,28*0,017/3,14*1(1*0,015+0,4)=0,239 где: L к – длина каната, навиваемого на барабан; t – шаг витка; m – число слоев навивки; d – диаметр каната; j - коэффициент не плотности навивки; для гладких барабанов; Полная длина барабана, м: L =2 L б+ l =2*0,444+0,2=1,088 Толщина стенки литого чугунного барабана должна быть, м: d min =0,02 D б+(0,006…0,01)=0,02*0,389+0,006…0,01=0,014 =0,018 Принимаем d =16 мм. D б= D – d =0,4 – 0,015=0,385 м.

Приняв в качестве материала барабана чугун марки СЧ 15 ( d в =650 Мпа, [ d сж ]=130 Мпа) найдем напряжения сжатия стенки барабана: d сж = F б/ t [ d сж ] = 19818/17*10 -3 *16*10 -3 = 72,86 Мпа где: F б – усилие в канате, Н; t – шаг витков каната на барабане, м; [ d сж ] – допускаемое напряжение сжатия для материала барабана; Статическая мощность двигателя при h = 0,85, кВт: Pc=Q*g*v г /10 3 * h =8000*9,81*0,2/1000*0,85=18,46 где: Q – номинальная грузоподъемность, кг; v г – скорость подъема груза, м/с; h - КПД механизма Номинальная мощность двигателя принимается равной или несколько меньше статической мощности. Из таблицы III .3.5 выбираем крановый электродвигатель с фазным ротором MTF – 311 – 6 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Рном=13 кВт и частоту вращения n =935 мин -1 . Момент инерции ротора Ip =0,225 кг*м 2 максимальный пусковой момент двигателя Т max =320 H *м.

Частота вращения барабана (мин -1 ): n б =60 v г * U п/ p * D расч=60*0,2*2/3,14*0,4=19,1 где: U п – кратность полиспаста; D расч – расчетный диаметр барабана, м. Общее передаточное число привода механизма: U=n/n б =935/19,1=148,93 Расчетная мощность редуктора на быстроходном валу, кВт: Рр= k р *Р = 1*18,46=18,46 где: k р – коэффициент, учитывающий условия работы редуктора; Р – наибольшая мощность передаваемая редуктором при нормально протекающем процессе работы механизма. Из таблицы III .4.2 по передаточному числу и мощности выбираем редуктор цилиндрический, двухступенчатый, горизонтальный, крановый типоразмера Ц2 – 400 с передаточным числом U р =50,94 и мощностью на быстроходном валу при среднем режиме работы Рр = 19,4 кВт Момент статического сопротивления на валу двигателя в период пуска с учетом того, что на барабан навиваются две ветви каната при h б =0,94 и h пр =0,9 (ориентировочно), Н*м: Тс= F б* z * D б г /2 u * h б * h пр =19818*2*0,4/2*50,94*0,94*0,9=183,94 Номинальный момент передаваемый муфтой принимается равным моменту статических сопротивлений Т м ном =Т с =135 Н*м.

Номинальный момент на валу двигателя Н*м: Т ном =9550Р/ n =9550*13/935=132,78 Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м: Т м =Т м ном * k 1 * k 2 =183,94*1,3*1,2=286,94 Выбираем по таблице 5.9 втулочно–пальцевую муфту №1 с тормозным шкивом диаметром D т=200 мм, и наибольшим передаваемым крутящим моментом 500 Н*м.

Момент инерции муфты I м=0,125 кг*м 2 . Момент инерции ротора и муфты I = I р+ I м=0,225+0,0125=0,35 кг*м 2 Средний пусковой момент двигателя при y =1,4, Н*м: Тпуск=Тср.п=( y max + y min )* T ном/2=(2,41+1,4)*132,78/2=252,9 где: y max = T мах /Т ном =320/132,78=2,41 y min - минимальная кратность пускового момента электродвигателя: y min =1,1…1,4 Т мах - максимальный пусковой момент двигателя, Н*м, Т ном - номинальный момент двигателя, Н*м, Время подъема и опускания груза t п =( d * I * n /9,55(Т ср.п -Т с ))+9,55* Q * v 2 / n ((Т ср.п -Т с )* h = =(1,1*0,35*935/9,55(252,94-183,94))+ +9,55*8000*0,194 2 /935(252,94-183,94)=1,14 где: Тср.п – средний пусковой момент двигателя, Н*м Тс – момент статического сопротивления соответственно на валу двигателя при пуске.

Фактическая частота вращения барабана по формуле, мин -1 : n б ф =n/u р =935/50,94=18,354 Фактическая скорость подъема груза, м/с: v г ф = p * D расч * n б ф /60 u п =3,14*0,4*18,54/60*2=0,194 где: u п – кратность полиспаста D расч - расчетный диаметр барабана Эта скорость отличается от ближайшего значения 0,2 м/с из стандартного ряда на допустимую величину.

Ускорение при пуске, м/с 2 : а= v г ф / t п =0,194/1,14=0,17 Рис. 1. Усредненный график загрузки механизма подъема

0 0,2 0,4 0,6 0,8 b Из графика усредненной загрузки механизма определим моменты, развиваемые двигателем, и время его пуска при подъеме и опускании груза в различные периоды работы механизма.

Согласно графику, за время цикла (подъем и опускание груза) механизм будет работать с номинальным грузом Q =8000 кг – 1 раз. 0,5 Q =4000 кг – 5 раз. 0,2 Q =1600 кг – 1 раз. 0,05 Q =400 кг – 3 раза.

Таблица № 2. – Моменты, развиваемые двигателем, и время его пуска

Наименование показателя Обозна-чение Единица Результаты расчета при массе поднимаемого груза, кг
8000 4000 1600 400
КПД Натяжение каната у барабана при подъеме груза Момент при подъеме груза Время пуска при подъеме Натяжение каната у барабана при опускании груза Момент при опускании груза Время пуска при опускании h F б Тс t п F c оп T с оп t оп - Н Н*м С Н Н*м с 0,85 19818 183,94 1,14 19423 140 0,09 0,8 9909 97,902 0,34 9711 70 0,11 0,65 3963 45,52 0,27 3884,8 28 0,13 0,5 990 14,45 0,22 971 6,9 0,14
В таблице избыточный момент при опускании груза – сумма среднего пускового момента двигателя и момента статических сопротивлений механизма при опускании груза.

Средняя высота подъема груза составляет 0,5…0,8 номинальной высоты Н=9м.

Примем Нср=0,8*Н=0,8*9=7,2 м. Время установившегося движения, с: t y =Нср/ v г =7,2/0,194=37,11 Сумма времени пуска при подъеме и опускании груза за цикл работы механизма, с: t п =1,14+5*0,34+1*0,27+3*0,22+0,09+5*0,11+1*0,13+3*0,14=4,96 Общее время включений двигателя за цикл с: t=2(1+5+1+3)*t y + t п =2*10*37,11+4,96=747,16 Среднеквадратичный момент Н*м Т ср = 2 *4,96+(183 2 +5*97 2 +45 2 +3*14 2 +140 2 +5*70 2 +28 2 +3*6,9 2 )/747,16)=52,3 где: t п – общее время пуска механизма в разные периоды работы с различной нагрузкой, с; Т 2 с t y – сумма произведений квадрата моментов статических сопротивлений движению при данной нагрузке на время установившегося движения при этой нагрузке. t – общее время включения электродвигателя за цикл, с.

Среднеквадратическая мощность двигателя, кВт; Р ср =Т ср п /9550=52,3*935/9550=5,12 кВт где: Тср – среднеквадратичный момент преодолеваемый электродвигателем. Во избежание перегрева электродвигателя необходимо, чтобы развиваемая двигателем среднеквадратичная мощность удовлетворяла условию Рср Рном 13 5,12 – условие соблюдается Момент статического сопротивления на валу двигателя при торможении механизма, Н*м: Тс= F б* z * D б г * h б * h т /2 u т =19818*2*0,4*0,98*0,85/2*50,94=129,63 где: h т – КПД привода от вала барабана до тормозного вала; u т – общее передаточное число между тормозным валом и валом барабана.

Необходимый по нормам Госгортехнадзора момент, развиваемый тормозом при k т =1,75*Тт=1,75*129,63=226,852 Н*м. Из таблицы III .5.11 выбираем тормоз ТКТ – 300/200 с тормозным моментом 240 Н*м, диаметром тормозного шкива D т=300 мм.

Регулировкой можно получить требуемый тормозной момент Тт=240 Н*м. У механизма подъема груза фактическое время торможения при опускании, с: t п =( d * I * n /9,55(Т т -Т с ))+9,55* Q * v 2 / n ((Т т -Т с )* h = =(1,1*0,35*935/9,55(226-129))+(9,55*8000*0,194 2 *0,85/935(226-129)=0,41 Для среднего режима работы находим путь торможения механизма подъема груза, м: S = v г ф /1,7=0,194/1,7=0,11 Время торможения в предположении что скорости подъема и опускания груза одинаковы, с: t т max =S/0,5v г ф =0,11/0,5*0,194=1,17>t т =0,54 Замедление при торможении, м/с 2 : а т = v г ф / t т =0,194/0,41=0,47 Расчет механизма передвижения крана.

Механизм передвижения крана служит для перемещения крана по рельсам.

Найдем рекомендуемый диаметр ходовых колес D к=720 мм.

Коэффициент качения ходовых колес по рельсам m =0,0006 м.

Коэффициент трения в подшипниках качения ходовых колес f =0,02. Диаметр вала цапфы ходового колеса, мм: D к =0,2*720=144. Примем также k р =2,5 Общее сопротивление передвижению крана, Н: F пер = F тр = k p ( m + Q ) g ( fd k +2 m )/ D k =2,5(22000+8000)* 9,81(0,020*0,14+2*0,0006)/0,720=4087,5 Статическая мощность привода при h = 0,85, кВт: Pc = F пер * v пер /10 3 * h =4087*1,6/1000*0,85=7,693 где: F пер – сопротивление передвижению крана, кг; v пер – скорость передвижения крана, м/с; h - КПД механизма Т.к привод механизма передвижения крана раздельный, то выбираем двигатель приблизительно в два раза по мощности меньше расчетной. Из таблицы III .3.5 выбираем крановый электродвигатель MTF – 111 – 6 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Рном=4,1 кВт и частоту вращения n =870 мин -1 . Момент инерции ротора Ip =0,048 кг*м 2 . Номинальный момент на валу двигателя Н*м. Т ном =9550Р/ n =9550*4,1/870=44,7 Частота вращения вращения ходового колеса (мин -1 ): n б =60 v пер / p * D к=60*1,6/3,14*0,720=42,16 где: v пер – скорость передвижения крана; D к – расчетный диаметр колеса, м.

Требуемое передаточное число привода: U=n/n к =870/42,46=20,48 Поскольку в приводе механизма перемещения крана должно быть установлено два одинаковых редуктора.

Выбираем редуктор типа ВК – 475 передаточное число u p =19,68 и P р=8,3 кВт.

Номинальный момент передаваемый муфтой двигателя, Н*м Тм=Тс= F пер D к /2 u р h =2043*0,720/2*19,68*0,85=43,98 Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м: Т м =Т м ном * k 1 * k 2 =43,98*1,2*1,2=62,3 Выбираем по таблице III .5.6 втулочно – пальцевую муфту c крутящим моментом 63 Н*м с диаметром D =100 мм, Момент инерции муфты, кг*м 2 : I м=0,1* m * D 2 =0,1*2*0,1=0,002 Фактическая скорость передвижения крана, м/с: v пер ф = v пер * u / u p =1,6*20,48/19,68=1,66 – отличается от стандартного ряда на допустимую величину.

Примем коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами j =0,12 коэффициент запаса сцепления k j =1,1. Вычисляем максимально допустимое ускорение крана при пуске в предположении, что ветровая нагрузка F p =0, м/с 2 a max =[( z пр (( j / k j )+( f * d k / D k ))/ z )-(2 m + f * d k ) k p / D k )* g = =(2((0,12/1,1)+(0,02*0,144/0,720))/4- -(2*0,0006+0,02*0,144)*2,0/0,720)*9,81=0,66 где: z пр - число приводных колес; z – общее число ходовых колес; j - коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами: при работе на открытом воздухе j =0,12 f – коэффициент трения (приведенной к цапфе вала) в подшипниках опор вала ходового колеса m - коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам м; d k – диаметр цапфы вала ходового колеса, м: k p – коэффициент, учитывающий дополнительное сопротивления от трения реборд ходовых колес Средний пусковой момент двигателя, Н*м: Тср.п=( y max + y min )* T ном/2=(2,25+1,1)*43,98/2=93,66 где: y min - минимальная кратность пускового момента электродвигателя: y min =1,1…1,4 Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления, с: t доп =v/a max =1,66/0,66=2,515 Момент статических сопротивлений при работе крана без груза, Н*м: Тс= F ’ пер D к /2 u р h =2445,96*0,72/2*19,68*0,85=52,6 Момент инерции ротора двигателя I р=0,048 кг*м 2 и муфты быстроходного вала I м=0,002 I=Ip+I м =0,048+0,002=0,050 кг / м 2 Фактическое время пуска механизма передвижения без груза, с: t п =( d * I * n /9,55(Т ср.п -Т с ))+9,55* Q * v 2 / n ((Т ср.п Т с )* h = =(12*0,05*870/9,55(93,66-52,6))+9,55*11000*1,66 2 /870(93,66- 52,6)*0,85=7,95 с Фактическое ускорение крана без груза, м/с 2 а ф = V пер / t п =1,66/7,95=0,208 a max =0,66 м/с 2 Проверяем суммарный запас сцепления. Для этого найдем: А) суммарную нагрузку на привод колеса без груза, Н: F пр = m * z пр * g / z =2*22000*2*9/4=107910 Б) сопротивление передвижению крана без груза, Н: F ’ пер = k p * m * g ( f * d k +2 m )/ D k =2*22000*9,81*(0,02*0,144+2*0,0006)/0,720= = 2445,96 Определим фактический запас сцепления: k j = F пр* j / F ’пер+ mg (( a / g )- z пр * f * d k / z * D k )= =107910*0,12/2445,96+22000*9,81((0,208/9,81)-2*0,02*0,144/4*0,72)=1,34>1,2 Определение тормозных моментов и выбор тормоза.

Максимальное допустимое замедление крана при торможении, м/с 2 : a max т =(( z пр (( j / k j )-( f * d k / D k ))/ z )+(2 m + f * d k )/ D k )* g =((2((0,12/1,1)-(0,02*0,144/0,720))/4)+(2*0,0006+0,02*0,144)/0,720)*9,81=0,571 По таблице принимаем а мах т =0,15 м/с 2 Время торможения крана без груза, с: t t = V ф пер /а мах т =1,66/0,15=11,06 Сопротивление при торможении крана без груза, Н: F тр т = mg ( f * d k +2 m )/ D k =22000*9,81(0,02*0,144+2*0,0006)/0,720=1222,98 Момент статических сопротивлений на тормозном валу при торможении крана, Н*м: Т с т =F т тр *D k * h /2*u p =1222,98*0,720*0,85/2*19,68=19,01 Момент сил инерции при торможении крана без груза, Н*м: Т ин т =( d *I*n/9,55*t т )+9,55*m*v 2* h /n*t т = =(1,2*0,05*870/9,55*11,06)+9,55*22000*1,66 2 *0,85/870* *11,06=51,63 где: t т - время торможения механизма, с: Расчетный тормозной момент на валу тормоза, Н,м: Т р т =Т ин т – Т с т =51,63-11,06=40,57 Из таблицы III 5.13 выбираем тормоз типа ТКГ – 160 с диаметром тормозного шкива D т =160 мм и наибольшим тормозным моментом Тт=100 Н*м, который следует отрегулировать до Тт=41 Н*м.

Минимальная длина пути торможения, м: S=V 2 /R=1,66 2 /0,9=3,06 Фактическая длина пути торможения, м: S ф =0,5* v * t т =0,5*1,66*11,06=9,17 Расчет механизма передвижения грузовой тележки.

Найдем рекомендуемый диаметр ходовых колес D к=360 мм.

Коэффициент качения ходовых колес по рельсам m =0,0006 м.

Коэффициент трения в подшипниках качения ходовых колес f =0,02. Диаметр вала цапфы ходового колеса, мм: D к =0,2*360=72 Примем также k р =2,5 Общее сопротивление передвижению крана, Н: F пер = F тр = k p ( m + Q ) g ( fd k +2 m )/ D k =2,5(3200+8000)* 9,81(0,02*0,072+2*0,0006)/0,36=2014,31 Статическая мощность привода при h = 0,85, кВт: Pc = F пер * v пер /10 3 * h =2014*0,63/1000*0,85=1,49 кВт. где: F пер – общее сопротивление передвижению тележки, Н; v пер – скорость передвижения грузовой тележки, м/с; h - КПД механизма Из таблицы III .3.5 выбираем крановый электродвигатель MTF – 011-16 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Р=1,7 кВт и частоту вращения n =835 мин -1 . Момент инерции ротора Ip =0,02 кг*м 2 . Номинальный момент на валу двигателя Н*м: Т ном =9550Р/ n =9550*1,7/835=19,44 Частота вращения вращения ходового колеса (мин -1 ): n б =60 v пер / p * D к=60*0,63/3,14*0,36=32,89 где: v пер – скорость передвижения тележки м/с; D к – расчетный диаметр колеса, м.

Требуемое передаточное число привода: U=n/n к =835/32,89=25,38 Поскольку в приводе механизма перемещения крана должно быть установлено два одинаковых редуктора.

Выбираем редуктор типа ВК – 475 передаточное число u p =29,06 и P р=8,1 кВт.

Номинальный момент передаваемый муфтой двигателя, Н*м: Тм=Тс= F пер D к /2 u р h =2014,31*0,36/2*29,06*0,85=14,67 Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м: Т м =Т м ном * k 1 * k 2 =14,47*1,2*1,2=21,12 Выбираем по таблице III .5.6 втулочно – пальцевую муфту c крутящим моментом 31,5 Н*м с диаметром D =90 мм.

Момент инерции муфты, кг*м 2 : I м=0,1* m * D 2 =0,1*2*0,09=0,018 Фактическая скорость передвижения тележки, м/с: v пер ф = v пер * u / u p =0,63*25,38/29,06=0,55 – отличается от стандартного ряда на допустимую величину.

Примем коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами j =0,12 коэффициент запаса сцепления k j =1,1. Вычисляем максимально допустимое ускорение грузовой тележки при пуске в предположении, что ветровая нагрузка F p =0, м/с 2 a max =[( z пр (( j / k j )+( f * d k / D k ))/ z )-(2 m + f * d k ) k p / D k )* g = =(2((0,12/1,1)+(0,02*0,072/0,36))/4- -(2*0,0006+0,02*0,072)*2,5/0,36)*9,81=0,46 м/с 2 где: z пр - число приводных колес; z – общее число ходовых колес; j - коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами: при работе на открытом воздухе j =0,12 f – коэффициент трения (приведенной к цапфе вала) в подшипниках опор вала ходового колеса m - коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам м; d k – диаметр цапфы вала ходового колеса, м: k p – коэффициент, учитывающий дополнительное сопротивления от трения реборд ходовых колес Средний пусковой момент двигателя, Н*м: Тср.п=(1,5…1,6)* T ном=1,5*19,44=29,16 Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления, с: t доп =v/a max =0,55/0,464=1,185 Момент статических сопротивлений при работе тележки без груза Н*м: Тс= F ’ пер D к /2 u р h =575*0,36/2*29,0,6*0,85=4,150 Момент инерции ротора двигателя I р=0,02 кг*м 2 и муфты быстроходного вала I м=0,018 I=Ip+I м =0,02+0,018=0,038 кг / м 2 Фактическое время пуска механизма передвижения тележки с грузом, с: t п.г =( d * I * n /9,55(Т ср.п -Т с ))+9,55*( Q + m т )* v 2 / n ((Т ср.п -Т с )* h = =(1,2*0,038*835/9,55(29,16-14,67))+9,55* *(8000+3200)*0,55 2 /835(29,16-14,67)*0,85=5,42 Фактическое время пуска механизма передвижения тележки без груза, с: t п.г =( d * I * n /9,55(Т ср.п -Т с ))+9,55* m т * v 2 / n ((Т ср.п -Т с )* h = =(1,2*0,038*835/9,55(29,16-4,150))+9,55* *3200*0,55 2 /835(29,16-4,150)*0,85=2,3 Фактическое ускорение грузовой тележки без груза, м/с 2 а ф = V пер / t п =0,55/2,3=0,23 Проверяем суммарный запас сцепления. Для этого найдем: А) суммарную нагрузку на привод колеса без груза, Н: F пр = m * z пр * g / z =3200*2*9,81/4=15696 Б) суммарную нагрузку на привод колеса с грузом, Н: F пр = m * z пр * g / z =(3200+8000)*2*9,81/4=54936 В) сопротивление передвижению грузовой тележки без груза, Н: F ’ пер = k p * m * g ( f * d k +2 m )/ D k =2,5*3200*9,81*(0,02*0,072+2*0,0006)/0,36= = 575,5 C ) сопротивление передвижению грузовой тележки с грузом, Н: F ’ пер = k p * m * g ( f * d k +2 m )/ D k =2,5*(3200+8000)*9,81*(0,02*0,072+2*0,0006)/ /0,36=2014 Определим фактический запас сцепления: k j = F пр* j / F ’пер+ mg (( a / g )- z пр * f * d k / z * D k )= =15696*0,15/575,5+3200*9,81((0,23/9,81)-2*0,02*0,072/4*0,36)=1,2 Определение тормозных моментов и выбор тормоза.

Максимальное допустимое замедление грузовой тележки при торможении, м/с 2 : a max т =(( z пр (( j / k j )-( f * d k / D k ))/ z )+(2 m + f * d k )/ D k )* g =((2((0,15/1,2)-(0,02*0,072/0,36))/4)+(2*0,0006+0,02*0,072)/0,36)*9,81=0,66 м/с 2 По таблице принимаем а мах т =0,15 м/с 2 Время торможения грузовой тележки без груза, с: t t = V ф пер /а мах т =0,55/0,15=3,66 с.

Сопротивление при торможении грузовой тележки без груза, Н: F тр т = mg ( f * d k +2 m )/ D k =3200*9,81(0,02*0,072+2*0,0006)/0,36=230,208 H . Момент статических сопротивлений на тормозном валу при торможении грузовой тележки, Н*м. Т с т =F т тр *D k * h /2*u p =230,208*0,36*0,85/2*29,6=1,189 Момент сил инерции при торможении грузовой тележки без груза, Н*м: Т ин т =( d *I*n/9,55*t т )+9,55*m*v 2* h /n*t т = =(1,2*0,038*835/9,55*3,66)+9,55*3200*0,55 2 *0,85/830* *3,66=3,6 где: t т - время торможения механизма, с: Расчетный тормозной момент на валу тормоза, Н*м: Т р т =Т ин т – Т с т =3,6 – 1,89 =1,77 Из таблицы III 5.13 выбираем тормоз типа ТКГ – 160 с диаметром тормозного шкива D т =160 мм и наибольшим тормозным моментом Тт=100 Н*м, который следует отрегулировать до Тт=41 Н*м.

Минимальная длина пути торможения, м: S=V 2 /R=0,55 2 /1,7=0,17 Фактическая длина пути торможения, м: S ф =0,5* v * t т =0,5*0,55*3,66=1,0065 >1м Выбор приборов безопасности Ограничители высоты подъема грузозахватного устройства. В качестве исполнительных устройств этих ограничителей применяют преимущественно рычажные и шпиндельные конечные выключатели. В мостовых и козловых кранах с приводными грузовыми тележками, а так же в стреловых кранах с подъемной стрелой при использовании рычажных выключателей к его рычагу крепят штангу которая может перемещаться в направлении движения рычага выключателя и удерживать рычаг в устойчивом положении при замкнутых контактах.

Движение штанги в боковом направлении ограничено направляющей. При подходе к крайнему верхнему положению обойма грузового крюка поднимает штангу, которая воздействует на рычаг конечного выключателя, отключает привод механизма подъема груза. Упоры и буфера.

Тупиковые упоры, установленные на концах рельсового кранового пути, предназначены для ограничения пути передвижения крана.

Стационарный упор для рельсовых путей козловых кранов грузоподъемностью 8-15 т листовой стальной щит усиленный средними и боковым ребром. Щит и ребра приварены к основанию. Снизу в щите имеется вырез, обеспечивающий установку упора под рельсами. К щиту болтами прикреплен амортизатор.

Основание упора крепится на деревянных шпалах рельсового пути костылем, а ребро направлено к рельсу.

Буфера предназначены смягчения возможного удара грузоподъемной машины об упоры. Они могут быть выполнены эластичными, пружинными, пружинно – фрикционными и гидравлическими. В зависимости от установки буфера они могут быть подвижными, неподвижными, и комбинированными. На грузовых тележках кранов подвижные буфера закреплены на боковых сторонах рамы. Эти буфера перемещаются при работе крана вместе с крановым мостом и грузовой тележкой. ЛИТЕРАТУРА 1. Справочник по расчетам механизмов подъемно – транспортных машин. А.В. Кузьмин, Ф.Л. Марон.

Высшая школа, 1983 г. 2. Справочник по кранам.