Башенный кран

М_ст.б – статический крутящий момент на валу барабана.

 

где С = 2 –  число ветвей каната, навиваемых на барабан одновременно.

Требуемое передаточное число редуктора определим по формуле

 

где n_б – частота вращения вала барабана.

 

где V_гр = 0,167 м/с – скорость подъема груза.

Подбираем трехступенчатый цилиндрический редуктор Ц3У-250. [2]

Передаточное  число редуктора  - i_ред. = 63.

Крутящий момент на тихоходном

валу редуктора - М_т = М_н*К_д = 4000*1,6 = 6400 Н*м

где К_д = 1,6 – повышающий коэффициент для режима работы 3М;

М_н = 4000 Н*м – номинальный крутящий момент на тихоходном валу редуктора.

Условие М_э = 5838 Н*м ≤ М_т = 6400 Н*м выполняется.

Расхождение в передаточном числе

 

Расстояние  между осями валов редуктора  А = 535 мм. 

Проверим  условие компоновки

 

где В = 350 мм – габаритный размер электродвигателя;

d = 100 мм – расстояние между двигателем и барабаном, необходимое для монтажа.

Условие компоновки выполняется.

2.10.Выбор соединительных муфт

Быстроходный вал                                                       

Для соединения вала электродвигателя с  быстроходным валом редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП.

Расчетный крутящий момент на муфте для быстроходного  вала определим по формуле

М_р.м.б. = К₁*К₂*К₃ *М_ст.дв = 1,4*1,3*1*219 = 398 Н*м

где К₁ = 1,4 – коэффициент ответственности передачи;

К₂ = 1,3 – коэффициент условий работы;

К₃ = 1 – коэффициент углового смещения;

М_ст.дв. – крутящий момент от внешней нагрузки на быстроходном валу редуктора.

 

Подбираем типоразмер муфты МУВП-6.

Наибольший  крутящий момент, передаваемый муфтой – 700 Н*м.

Диаметр тормозного шкива - 300 мм.

Тихоходный вал

Для соединения вала барабана и тихоходного  вала редуктора выбираем зубчатую муфту  встроенную в барабан. Такая муфта  является выходным концом редуктора Ц3У-250.

Делительный диаметр зубчатого венца = d_з.в. = 240 мм.

 

2.11.Выбор тормоза

Наибольшее  применение в грузоподъемных машинах  получили стопорные нормально замкнутые  автоматические колодочные тормоза. При  отключенном электропитании такой  тормоз всегда находится в замкнутом  состоянии. Если же механизм работает, то на это время тормоз размыкается, но вновь автоматически замыкается при отключении электродвигателя от сети.

Тормоз  размещаем на быстроходном валу редуктора. По рекомендациям [1] выбираем тип тормоза ТКТ. Расчетный тормозной момент определим по формуле

М_т = К_т * М_ст.т. = 1,5 * 159 = 238 Н*м

где К_т = 1,5 – коэффициент запаса торможения [1];

М_ст.т. – статический момент сопротивления при торможении, создаваемый весом номинального груза на быстроходном валу.

 

Выбираем  типоразмер тормоза ТКТ-300.

Диаметр тормозного шкива  - 300 мм.

Номинальный тормозной момент - М_т.н. = 240 Н*м.

 

2.12.Проверка электродвигателя на  время его разгона

В соответствии с указаниями в [1] расчет времени разгона для электродвигателя с фазным ротором не проводится.

 

2.13.Определение коэффициента пусковой  перегрузки электродвигателя

В соответствии с указаниями в [1] расчет коэффициента пусковой перегрузки для электродвигателя с фазным ротором не проводится.

 

2.14.Проверка времени торможения  механизма подъема груза

Продолжительность срабатывания тормоза проверяют  при движении груза вниз. Время  торможения определяем по формуле

 

где - приведенный к быстроходному валу маховой момент механизма и груза;

 

 

где К = 1,25 –  коэффициент, учитывающий массы, вращающиеся  на отдаленных от электродвигателя валах;

= 10,7 Н*м² – маховый момент ротора электродвигателя;

= 16 Н*м – маховый  момент муфты, соединяющей вал  электродвигателя с редуктором;

V_гр = 10 м/мин – скорость подъема груза;

Среднее замедление при торможении

 

 

3.Расчет механизма изменения вылета

3.1.Определение диаметра ходовых  колес крана

Максимальное  вертикальное усилие, приходящееся на одно ходовое колесо крана определим  по формуле

 

где Q_кр – масса крана, т;

z = 8 – число опорных колес крана;

К₁=1,1 – коэффициент неравномерности нагружения колес;

К₂ = 1,1 – коэффициент перегрузки.

Массу крана определим по формуле

 

По  усилию подбираем диаметр ходовых  колес крана D_к = 320 мм. Диаметр цапфы под подшипник d_п = 55 мм.

 

3.2.Определение статического сопротивления передвижению крана

Статическое сопротивление передвижению крана  определим по формуле

W_ст = W_тр + W_у + W_в = 6,3 +  6, 5 + 12,6 = 25,4 кН

где W_тр – сопротивление от сил трения;

W_у – сопротивление уклона рельсового пути;

W_в – сопротивление от ветровой нагрузки.

Сопротивление от сил трения определим по формуле

 

 

где f = 0,015 – приведенный коэффициент трения в подшипниках колес;

m = 0,3 мм – коэффициент трения качения колеса по рельсу;

К_р = 1,1 – коэффициент, учитывающий дополнительное сопротивление от скольжения реборд колес по головке рельса при перекосах крана.

Сопротивление от уклона рельсового пути

W_у = α*(Q_кр + Q_гр ) * g = 0,005*(122 + 10) * 9,81 = 6,5 кН

где α –  продольный уклон рельсового пути.

Сопротивление от ветровой нагрузки.

 

где F_кр – площадь крана, воспринимающая ветровую нагрузку;

F_гр – площадь груза, воспринимающая ветровую нагрузку;

Р_в – распределенная ветровая нагрузка

Площадь крана, воспринимающего ветровую нагрузку определим по формуле

F_кр =0,2*( Н * 1,5 + R * 1) = 0,2*(19 * 1,5 + 24*1) = 10,6 м²

Площадь груза, воспринимающего ветровую нагрузку

 

Распределенная  ветровая нагрузка

Р_в = q₀ * n * c * b = 150 * 1,5 * 2 * 1,8 = 610 Па

где q₀ = 150 Па – скоростной напор ветра на высоте 10 м;

n = 1,5 – поправочный коэффициент, учитывающий высоту крана;

с = 2 – коэффициент. учитывающий аэродинамические качества конструкции (уголки  и трубы);

b = 1,8 – коэффициент, учитывающий пульсирующий характер ветровой нагрузки.

 

3.3.Определение сил сопротивления  передвижению крана 

с учетом сил инерции

Силы  сопротивления движению крана с  учетом сил инерции определим  по формуле

W_макс = W_ст + W_ин + W_р = 25,4 + 9,2 + 0,6 = 35,2 кН

где W_ин – сила инерции движущихся масс крана и вращающихся масс механизма;

W_р – дополнительное сопротивление, вызываемое раскачиванием груза на гибкой подвеске.

Силу  инерции движущихся масс крана и  вращающихся масс механизма определим  по формуле

 

где  d = 1,25 – коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся частей механизма;

t_р = (3…8) с – время разгона.

дополнительное  сопротивление вызываемое раскачиванием  груза на гибкой подвеске.

Дополнительное  сопротивление, вызываемое раскачиванием  груза на гибкой подвеске.

 

 

 

3.4. Выбор электродвигателя для  механизма передвижения крана

Потребная статическая мощность электродвигателя механизма передвижения крана

 

где Z_м = 2 –число механизмов передвижения;

h_м = 0,9 – к.п.д. механизма передвижения.

Потребная пусковая мощность электродвигателя механизма  передвижения крана

 

Коэффициент фактической пусковой перегрузки электродвигателя

 

Подбираем по Приложению 3 [1] асинхронный электродвигатель с фазным ротором МТF 112-6.

Мощность  электродвигателя – N_эл = 5,8 кВт.

Частота вращения – n_эл = 915 об/мин.

Максимальный  крутящий момент  - М = 140 Н*м.

Номинальный крутящий момент электродвигателя

 

Коэффициент пусковой перегрузки

 

Условие j = 2,3 ³ j_ф = 1,4 выполняется.

Для соединения вала электродвигателя с  быстроходным валом редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП.

Расчетный крутящий момент на муфте для быстроходного  вала определим по формуле

М_р.м.б. = К₁*К₂*К₃ *М_ст.дв = 1,4*1,3*1*49 = 89 Н*м

где К₁ = 1,4 – коэффициент ответственности передачи;

К₂ = 1,3 – коэффициент условий работы;

К₃ = 1 – коэффициент углового смещения;

М_ст.дв. – крутящий момент от внешней нагрузки на быстроходном валу редуктора.

 

Подбираем типоразмер муфты МУВП.

Наибольший  крутящий момент, передаваемый муфтой –  125 Н*м.

Диаметр тормозного шкива - 120 мм.

Уточним время разгона

 

где - маховой момент механизма передвижения, приведенный к быстроходному валу.

 

 

М_и – избыточный момент, создаваемый электродвигателем в период разгона механизма.

М_и = М_ср.п. – М_ст.дв. = 96 – 61 = 35 Н*м

где М_ср.п. – среднепусковой момент двигателя

М_ср.п. = 1,6 * М_н = 1,6*60 = 96 Н*м

где i_м – передаточное число механизма

 

где n_к – частота вращения приводного колеса.

 

 

Ускорение при  разгоне

 

 

3.5. Выбор редуктора для механизма  передвижения

Механизм  передвижения состоит из двухступенчатого цилиндрического редуктора и открытой цилиндрической зубчатой передачи.

Принимаем передаточное число открытой зубчатой передачи

i_з.п. = 2,8

Тогда передаточное число редуктора определим по формуле

 

Принимаем i_ред = 16

Расчетный эквивалентный крутящий момент на тихоходном валу редуктора определим по формуле

М_э = К_д * М_ст.т = 0,45 * 755 = 340 Н*м

где М_ст.т. – статический крутящий момент на тихоходном валу редуктора

 

где h_з.п. = 0,96 – к.п.д. открытой зубчатой передачи.

Подбираем двухступенчатый цилиндрический редуктор Ц2У-125-. [2]

Передаточное  число редуктора  - i_ред. = 16.

Крутящий  момент на тихоходном

валу редуктора - М_т = М_н*К_д = 500*1,6 = 800 Н*м

где К_д = 1,6 – повышающий коэффициент для режима работы 3М;

М_н = 500 Н*м – номинальный крутящий момент на тихоходном валу редуктора.

Условие М_э = 340 Н*м ≤ М_т = 800 Н*м выполняется.

 

 

 

3.6. Выбор тормоза для механизма передвижения крана

Определим максимальное сопротивление передвижению крана при трогании с места  без учета массы груза.

W_макс = W_тр + W_у + W_в + W_ин = 5,9 + 6 + 6,4 + 10,8 = 29,1 кН

где

 

 

W_у = α * Q_кр * g = 0,005*122 * 9,81 = 6 кН

 

 

Определим силу сцепления колес с рельсами

W_сц  = G_сц  * j_сц = 598 * 0,12 = 72 кН

где j_сц = 0,12 – коэффициент сцепления колес с рельсами;

G_сц – сцепной вес крана.

 

где Z_в = 4 – число ведущих колес;

Z = 8 – общее число колес.

Определим запас сцепления приводных колес  с рельсами

 

Запас сцепления  лостаточен.

Определим необходимый тормозной момент.

М_т = М_изб – М_{сопр.дв} = 224 – 70 = 154 Н*м

где М_изб – избыточный момент создаваемый тормозом одного механизма передвижения.

 

где t_т – время торможения.

 

где j_ср = 0,45 м/с² – среднее ускорение при торможении.

М_{сопр.дв} – момент сопротивления на валу электродвигателя при торможении.

 

Подбираем тормоз для механизма передвижения из условия

М_т.н. ³ М_т

Подбираем тормоз ТКТ-200.

Диаметр тормозного шкива  - 200 мм.

Номинальный тормозной момент - М_т.н. = 160 Н*м.

 

3.7. Размеры открытой зубчатой  передачи