Реферат: Розрахунок Баштового крану
Название: Розрахунок Баштового крану Раздел: Рефераты по строительству Тип: реферат |
1.Розрахунок Баштового крану 1.1. Розрахунок механізму підйому 1.1.1. Кінематична схема механізму підйому : 1.1.2. Вибір каната, діаметру барабана і блоків Вантажний канат вибирається по розривному зусиллю, яке визначається по формулі: де F0 – розривне зусилля каната, що приймається по сертифікату, Н; Smax – зусилля натягнення гілки каната, Н; n – коефіцієнт запасу міцності каната; n=5.5 [3. табл.. 11]. Максимальне зусилля натягнення гілки каната визначається по формулі: де Q – вага вантажу, що підіймається, вага вантажних канатів і захватного органу; Q=10000Н; z – кількість гілок, на яких підвішений вантаж; z=2 hп – ККД поліспасту; ККД поліспасту визначається по формулі: де hб = 0,98 для блоків на підшипниках кочення; З додатку 2 по розривному зусиллю F0 – підбирається сталевий канат подвійного звивання, типа ЛК-Р, конструкції 6´19 (1+6+6/6)+1 о.с. (ГОСТ 2688-80), діаметром dk =22,5 мм, з розрахунковою межею міцності проволок s=180 МПа, площею перетину всіх проволок Fk =188 мм2 і розривним зусиллям F0 =28100 Н [11]. Діаметр блоку і барабана по центру намотуваного каната: де –е коефіцієнт, залежний від РР і типу вантажопідйомної машини; е=25 [3. табл.. 12]. Діаметр блоку і барабана по дну канавки: Приймаємо діаметр блока крюкової підвіски Діаметр зрівнювального блоку:
Блоки виготовляють з чавуну СЧ15-32, СЧ18-36, стали 35Л, 45Л. 1.1.3. Розрахунок вузла барабана Приймаємо барабан діаметром Dб =400 мм по дну канавки. Розрахунковий діаметр барабана по центру намотуваного каната Dо=405 мм. Довжина каната, намотуваного на одну половину барабана: де Н – висота підйому; Н=20000 мм = 20м; u – кратність поліспасту; u=2 Число робочих витків нарізки на одній половині барабана: де Lк – довжина каната, намотуваного на одну половину барабана; Dб – діаметр барабана; Довжина нарізки на одній половині барабана: tн – крок нарізки гвинтової лінії на барабані; tн =26 Загальна довжина барабана визначається по формулі: Барабан з чавуну СЧ15-32 з межею міцності на стиснення sВ =686 МПа. Товщину стінки барабана визначають з розрахунку на стиснення по формулі: де Smax – максимальне зусилля натягнення гілки каната; tн – крок нарізки гвинтової лінії на барабані; де к – коефіцієнт запасу міцності при розрахунку барабанів на міцність; k=4,25 [3. додаток 15] З умови технології виготовлення литих барабанів товщина стінки їх не повинна бути менше 12 мм і визначається по формулі: де Dб – діаметр барабана Приймаємо товщину стінки барабана 14 мм. Момент якій крутить, і що передається барабаном: де Smax – максимальне зусилля натягнення гілки каната; Dб – діаметр барабана; 2.1.4. Розрахунок кріплення каната до барабана Натягнення каната перед притискною планкою визначається по формулі: де Smax – максимальне зусилля натягнення гілки каната; e – основа натурального логарифму; f – коефіцієнт тертя між канатом і барабаном; f=0,1¸0,16; a - кут обхвату канатом барабана; a=4p Сумарне зусилля натягнення болтів визначається по формулі: де f1 – приведений коефіцієнт тертя між планкою і барабаном, при куті заклинювання каната 2b=80°; a1 – кут обхвату барабана канатом при переході від однієї канавки планки до іншої; a1 =2p Сумарна напруга в болті при затягуванні кріплення з урахуванням розтягуючих і згинаючих зусиль: де n – коефіцієнт запасу надійності кріплення каната до барабана; n³1,5, приймаємо n=1,8; z – кількість болтів; z=2; Pu – зусилля, що згинає болти; d1 – внутрішній діаметр болти М22, виготовленого зі сталі Ст3; d1 =18,753 мм [3.стр.68] Напруга, що допускається, для болта: 2.1.5. Розрахунок вісі барабана Вісь барабана виготовляють зі сталі 45 (ГОСТ 1050-74) з межею міцності sв =600 МПа. Реакції в опорах: Зусилля, діючі з боку маточин на вісь: Будуємо епюри згинаючих моментів: По відомому згинаючому моменту приблизно визначаємо діаметр вісі: де [s] – допустима напруга вигину для матеріалу вісі, для сталі 45 при 3-у режимі навантаженні [s]=60 МПа [3. додаток 18]. Приймаємо діаметр осі d=120 мм. 1.1.6. Потужність електродвигунів і вибір редуктора
де Q – номінальна вага вантажу, що підіймається, маса вантажних канатів та захватного органу, Q = 10000Н; V – швидкість підйому, V=0,6м/с hм – загальне ККД механізму, hм =0,85 [3. табл. ХХХIII.] Заздалегідь по каталогу вибираємо електродвигун типа MTH 211-6, потужністю N=7 кВт, частотою обертання 920об/хв. Номінальний момент на валу двигуна: Відношення максимального моменту до номінального: Відношення мінімального моменту до номінального: Частота обертання барабана: де Uп – кратність поліспасту; Uп =2; V – швидкість підйому; V=0,5м/с; D – діаметр барабана; D=0,6 м dк – діаметр каната; dк =0,0225 м Передавальне число редуктора: По каталогу вибираємо редуктор типа Ц2-500 з сумарною міжосьовою відстанню 500 мм, передавальним числом Uр =20, значенням потужності при легкому РР N=123 кВт, оборотами n=750 об/хв, з моментом що передається редуктором МТ =5000 Нм, вал тихохідний під зубчату муфту [2. V.табл. 1.47.]. Середній момент двигуна в період пуску: Оскільки Мп ср =3088 Н м < МТ =5000 Н м, то редуктор задовольняє умовам перевантаження двигуна. Фактична швидкість підйому вантажу: Статичний момент на валу двигуна при підйомі номінального вантажу: де Sп1 – зусилля в навиваємому на барабан канаті при підйомі вантажу; Sп1 =16460 Н; а – число гілок, навиваємих на барабан; а=2; hм – ККД механізму підйому, що приймається залежно від вантажу, що піднімається, по експериментальному графіку; hм =0,85 [1. табл. II.1.7.] Зусилля в канаті, звиваємому з барабана, при опусканні вантажу: Статичний момент на валу двигуна при опусканні номінального вантажу: Момент інерції рухомих мас механізму, приведених до валу двигуна, при підйомі вантажу: де Jр.м . – момент інерції ротора двигуна; Jр.м. =1,172 кг м[5]; d - коефіцієнт, що враховує моменти інерції мас деталей, що обертаються повільніше, ніж вал двигуна; d=1,2 ; m – вага вантажу, що піднімається; m=87500 Н; Uм – загальне передавальне число механізму: Uм =Uр ´U=20´2=40; hм – ККД механізму підйому; hм =0,85 [1. табл. II.1.7.]; Rб – радіус барабана по центру намотуваного каната; Rб =0,31125 м Час пуску при підйомі номінального вантажу: w - кутова швидкість двигуна; Час пуску при опусканні номінального вантажу: Прискорення при пуску номінального вантажу, що піднімається: Середньоквадратичний момент: де Stп – сумарний час пуску протягом одного циклу; Stп =41 с Stу – загальний час сталого руху; Stу =147 с; b - коефіцієнт, що враховує погіршення умов охолоджування під час пауз; b=0,85 Еквівалентна потужність по нагріву: Отже, вибраний двигун задовольняє умові нагріву (Nэ £ Nн ). 2.1.8. Розрахунок гальма Гальмо встановлюється на швидкохідному валу редуктора. Розрахунковий гальмовий момент: де kт – коефіцієнт запасу гальмування; kт =1,75 для легкого РР [3. табл.. 18]; Мст.т – статичний момент на валу двигуна при гальмуванні: По каталогу вибираємо гальмо двохколодочні ТКГ-500м з найбільшим гальмовим моментом 2500 Н м, відрегульований на розрахунковий момент [2. табл. V.2.23.]. 2.1.9. Вибір сполучних муфт Виходячи з діаметру гальмового шківа між двигуном і редуктором встановлюємо втулково-пальцеву муфту МУВП з гальмівним шківом Dт =400 мм, з найбільшим моментом, що передається, 8000 Н м [2. табл.. V.2.41.]. Сполучна муфта перевіряється по номінальному моменту: де k1 – коефіцієнт, що враховує ступінь відповідальності муфти; k1 =1,3 для механізму підйому [2. табл. V.2.36.]; k2 – коефіцієнт, що враховує умови роботи; k2 =1,2 [2. табл. V.2.37.] Між барабаном і редуктором встановлюємо зубчату муфту. Що крутить момент, що передається муфтою: де Smax – максимальне натягнення гілки каната; hб – ККД барабана; З каталогу вибираємо стандартну зубчату муфту №10 з модулем m=6мм, числом зубів z=56, шириною зуба b=40 мм, найбільшим моментом, що передається муфтою 50000 Н м [2. табл. V.2.39]. 2.2. Розрахунок механізму пересування візка 2.2.1 Кінематична схема механізму пересування візка: 2.2.2. Розрахунок опіру пересування візка: Q – номінальна маса вантажу, що піднімається, з урахуванням ваги захватного органу; Q=35000 кг; Gт – маса візка крана; Gт =53520 кг; Dк – діаметр ходового колеса візка; Dк =0,63 м, колесо двохреборне, з циліндровим профілем, ширина робочої доріжки 0,125 м [2. табл. V.2.43.]; d – діаметр цапфи: d = (0,25 ¸ 0,30)Dк = (0,25 ¸ 0,30) 0,63 = 0,1 ¸ 0,11 = 0,102 м; Приймаємо d=0,102 м; f – коефіцієнт тертя в підшипниках коліс; f = 0,015; підшипник сферичний дворядний; m - коефіцієнт тертя кочення колеса по плоскій рейці; m = 0,06; колесо із сталі [2. VI.3.2.]; kр – коефіцієнт, що враховує опір від тертя реборд коліс об рейки; kр = 1,5 [2. VI.3.3.]; Wук – опір пересуванню від ухилу; a - розрахунковий кут підкранового шляху; a = 0,002 для шляхів, що укладаються на металевих балках;
Wв – опір пересуванню від дій вітрового навантаження;
rв – питоме вітрове навантаження;
qo – швидкісний натиск вітру на висоті 10 м; V – швидкість вітру, V = 15 м/с;
nв – коефіцієнт, що враховує зростання швидкісного натиску залежно від висоти установки крана над поверхнею землі (води); nв = 1,32; с – аеродинамічний коефіцієнт; с = 1,2 для коробчатих конструкцій; b - коефіцієнт динамічності, що враховує пульсуючий характер вітрового навантаження; b = 1
F – навітряна площа конструкції візка і вантажу; F = 65 м2; Опір пересуванню візка складає 34900 Н. 2.2.3. Потужність двигуна і вибір редуктора Розрахунок приведеного опору пересування візка: де Wст – статичний опір пересуванню візка; Gт – маса кранового візка; Q – Номінальна маса вантажу, що підіймається; а – середнє прискорення візка при пуске, а=0,25 м/с2 ; hм – загальне ККД механізму, hм = 0,9; [1. табл. II.1.7.] yср – середня кратність пускового моменту, yср = 2,0; Потужність електродвигуна складає:
Потужність двигунів механізму пересування візка складає 59,4 кВт, отже, один двигун має потужність N=14,85 кВт. Заздалегідь по каталогу вибираємо електродвигун типа 4А160М6ОМ2, потужністю N=15 кВт, частотою обертання n=975 об/хв., w=102,5, моментом інерції ротора Jр=0,073 кг м. [5] Частота обертання колеса візка: Розрахункове передавальне число редуктора: По каталогу приймаємо редуктор типа ВКН-630 з передавальним числом U=100, виконання по схемі 2. [2. табл. V.1.51.] Фактична частота обертання колеса: Фактична швидкість пересування візка з номінальним вантажем: Мінімальний час пуску двигуна ненавантаженого візка: де ап.мах – максимально допустиме прискорення ненавантаженого візка; де j - коефіцієнт зчеплення ведучого колеса з рейкою; j=0,12 для кранів, що працюють на відкритому повітрі [3. c. 110]; Статистичний момент опору пересуванню ненавантаженого візка, приведений до валу двигуна: Момент інерції рухомих мас візка, приведений до валу двигуна: де Jр.м – момент інерції ротора двигуна; Визначимо середній пусковий момент двигуна для розгону ненавантаженого візка з умови відсутності пробуксовування привідних коліс і наявності необхідного запасу зчеплення: Розрахункова потужність: Для приводу механізму пересування візка остаточно вибираємо електродвигун 4А 160М6 ОМ2, з номінальнім моментом Мн = 147 Нм. Середній пусковий момент: Фактичний час пуску двигуна навантаженого візка: Фактичне прискорення при розгоні ненавантаженого візка: 2.2.4 Розрахунок гальмівного моменту і вибір гальма: При гальмуванні візка без вантажу допустиме максимальне прискорення, при якому забезпечується запас зчеплення коліс з рейками 1,2, визначається по формулі: Час гальмування візка без вантажу виходячи з максимального допустимого прискорення: Величина гальмівного шляху, що допускається: Мінімальний допустимий час гальмування: Гальмівний момент розраховується по наступній формулі: Приймаємо колодочні гальма з гідротовкачем типа ТТ з найбільшим гальмовим моментом 100 Н м, діаметром гальмового шківа 160 мм, шириною колодки 75 мм, тип гідротовкача ТЕГ-16 з тяговим зусиллям 160 Н. Гальма регулюється на необхідний гальмовий момент [2. табл. V.2.23.]. 2.3. Розрахунок механізму пересування крана 2.3.1. Кінематична схема механізму пересування перевантажувача: 2.3.2. Розрахунок опору пересуванню крана: Q – номінальна маса вантажу, що піднімається, з урахуванням ваги захватного органу; Q=35000 кг; Gк – маса крана з візком; Gк =430000 кг; Dк – діаметр ходового колеса крана; Dк =0,8 м, колесо двохреборне, з циліндровим профілем, ширина робочої доріжки 0,17 м [2. табл. V.2.43.]; d – діаметр цапфи: d = (0,2 ¸ 0,25)Dк = (0,2 ¸ 0,25) 0,8 = 0,16 ¸ 0,2 = 0,18 м; Приймаємо d=0,18 м; f – коефіцієнт тертя в підшипниках коліс; f = 0,015; підшипник сферичний дворядний; m - коефіцієнт тертя кочення колеса по плоскій рейці; m = 0,06; колесо із сталі [2. VI.3.2.]; kр – коефіцієнт, що враховує опір від тертя реборд коліс об рейки; kр = 1,5 [2. VI.3.3.]; Wук – опір пересуванню від ухилу: a - розрахунковий кут підкранового шляху; a = 0,002 для шляхів, що укладаються на металевих балках зі залізобетонним фундаментом; Wв – опір пересуванню від дій вітрового навантаження; rв – питоме вітрове навантаження; qo – швидкісний натиск вітру на висоті 10 м;
V – швидкість вітру; V = 15 м/с для регіону міста Іллічівськ; nв – коефіцієнт, що враховує зростання швидкісного натиску залежно від висоти установки крана над поверхнею землі (води); nв = 1,32; с – аеродинамічний коефіцієнт; с = 1,2 для коробчатих конструкцій; b - коефіцієнт динамічності, що враховує пульсуючий характер вітрового навантаження; b = 1; F – навітряна площа конструкції крана і вантажу; F = 270 м2 ; Опір пересуванню крана складає 1067 кН. 2.3.3. Потужність двигуна і вибір редуктора Розрахунок приведеного опору пересування крана: де Wст – статичний опір пересуванню візка; Gт – маса крана, Gт =430000 кг; Q – Номінальна маса вантажу, що підіймається; а – середнє прискорення крану при пуске, а=0,1 м/с2 ; hм – загальне ККД механізму, hм = 0,9; [1. табл. II.1.7.] yср – середня кратність пускового моменту, yср = 2,0; Потужність електродвигуна складає:
Потужність двигунів механізму пересування крана складає 163,3 кВт, отже, один двигун має потужність N=20,4 кВт. Заздалегідь по каталогу вибираємо електродвигун типа 4А200L8OM2, потужністю N=22 кВт, частотою обертання n=730 об/хв, w=76,41; моментом інерції ротора Jр=0,18 кг м, з номінальним моментом Мн =288 Н м [5]. Частота обертання колеса крана: Розрахункове передавальне число редуктора: Розрахункова потужність редуктора: По каталогу приймаємо редуктор типа ВКН - 630 з передавальним числом U=125, виконання по схемі 2 [2. табл. V.1.51.]. Фактична частота обертання колеса: Фактична швидкість пересування крана з номінальним вантажем: Мінімальний час пуску двигуна ненавантаженого крана: де ап.мах – максимально допустиме прискорення ненавантаженого крана; де j - коефіцієнт зчеплення ведучого колеса з рейкою; j=0,12 для кранів, що працюють на відкритому повітрі [3. c. 110]; Статистичний момент опору пересуванню ненавантаженого крана, приведений до валу двигуна: Момент інерції рухомих мас крана, приведений до валу двигуна: де Jр.м – момент інерції ротора двигуна; Визначимо середній пусковий момент двигуна для розгону ненавантаженого крана з умови відсутності пробуксування привідних коліс і наявності необхідного запасу зчеплення: Розрахункова потужність: Для приводу механізму пересування візка остаточно вибираємо електродвигун 4А 200L8 ОМ2. Середній пусковий момент: Фактичний час пуску двигуна навантаженого крана: Фактичне прискорення при розгоні ненавантаженого крана: 2.3.4. Розрахунок гальмового моменту і вибір гальма При гальмуванні крана без вантажу допустиме максимальне прискорення, при якому забезпечується запас зчеплення коліс з рейками 1,2, визначається по формулі: Час гальмування крана без вантажу виходячи з максимального допустимого прискорення: Величина гальмового шляху, що допускається: Мінімальний допустимий час гальмування: Гальмовий момент розраховується по наступній формулі: Приймаємо колодочні гальма з гідротовкачем типу ТТ з найбільшим гальмовим моментом 200 Н м, діаметром гальмового шківа 200 мм, шириною колодки 95 мм, тип гідротовкача ТЕГ-25 з тяговим зусиллям 250 Н. Гальма регулюється на необхідний гальмовий момент [2. табл. V.2.23.]. |