Подобные работы

Разработка системы управления асинхронным двигателем с детальной разработкой программы при различных законах управления

echo "Проектирование системы, система управления, асинхронный двигатель, закон управления, цифровой сигнал, реализация, интегральная микросхема, переходный процесс, расчет. Описан объект автоматическ

Выбор оптимального варианта повышения мощности турбообводом в составе энергоблока ВВЭР-640

echo "Проанализированы результаты расчетов. Произведен выбор оптимального варианта компенсации мощности турбообводом. ABSTRACT pages 21, figures 4 BYPASS TURBINE OF HPC, BYPASS TURBINE OF LPC, TECHNO

Модернизация АСР (автоматическая система регулирования) молотковой дробилки типа ДДМ

echo "Литература. ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ Параметры объекта Т 1 , с = 35 Т 2 , с =70 тр ,с =20 К 0 ,% Х.Р.О.= 2 Требования технологии У зад =У ст1 ,А=70 s доп ,А = 5 А 1доп ,А=12 t рег , доп , с = m

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

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

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

Расчет и построение тягово-динамической характеристики тягача с гидромеханической трансмиссией

echo "Введение В последнее время преимущественное распространение на тягачах промышленного назначения получили гидромеханические трансмиссии (ГМТ), которые по сравнению с механическими трансмиссиями (

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

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.