Расчет механизмов тАУ козлового консольного крана грузоподъемностью 8 тонн

Козловые краны применяют для обслуживания открытых складов и погрузочных площадок, монтажа сборных строительных сооружений и оборудования, промышленных предприятии, обслуживания гидротехнических сооружений, перегрузки крупнотоннажных контейнеров и длинномерных грузов. Козловые краны выполняют преимущественно крюковыми или со специальными захватами.

В зависимости от типа моста, краны делятся на одно- и двухбалочные. 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	5к

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:

Fб=Qg/zu_nh₀=8000*9,81/2*2*0,99=19818

где: Q-номинальная грузоподъемность крана, кг;

z - число полиспастов в системе;

u_nтАУ кратность полиспаста;

h₀ тАУ общий КПД полиспаста и обводных блоков;

Поскольку обводные блоки отсутствуют, то

hВн₀=h_п=(1 - n_бл^Uп)/u_n(1-h_бл)=(1-0,98²)/2*(1-0,98)=0,99

Расчетное разрывное усилие в канате при максимальной нагрузке на канат Fк=Fб=19818 Н и k=5,5

F³Fк*k=19818*5,5=108999 Н

где: Fк тАУ наибольшее натяжение в канате (без учета динамических

нагрузок), Н;

k тАУ коэффициент запаса прочности (для среднего режима работы

k=5,5).

Принимаем канат по ГОСТ 2688 тАУ 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 тАУ 11 тАУ Г тАУ 1 тАУ Н тАУ 1764 ГОСТ 2688-80

Фактический коэффициент запаса прочности:

k_ф=F/Fб=125500/19818=6,33>k=5,5

Требуемый диаметр барабана по средней линии

навитого стального каната, мм

D³d*e=15*25=375

где: d тАУ диаметр каната

е тАУ 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 z₁=2 и

z₂=3, м:

Lк=H*Uп+p*D(z₁+z₂)=9*2+3,14*0,4(2+3)=24,28

где: Н тАУ высота поднимаемого груза;

Uп тАУ кратность полиспаста;

D тАУ диаметр барабана по средней линии навитого каната;

z₁ тАУ число запасных ( неиспользуемых ) витков на барабане до места

крепления: (z₁=1,5тАж2)

z₂ тАУ число витков каната, находящихся под зажимным устройством на

барабане: z₂=3тАж4.

Рабочая длина барабана, м:

Lб=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 тАУ длина каната, навиваемого на барабан;

t тАУ шаг витка;

m тАУ число слоев навивки;

d тАУ диаметр каната;

j - коэффициент не плотности навивки; для гладких барабанов;

Полная длина барабана, м:

L=2Lб+l=2*0,444+0,2=1,088

Толщина стенки литого чугунного барабана должна быть, м:

d_min=0,02Dб+(0,006тАж0,01)=0,02*0,389+0,006тАж0,01=0,014

=0,018

Принимаем d=16 мм.

Dб=D тАУ d=0,4 тАУ 0,015=0,385 м.

Приняв в качестве материала барабана чугун марки i 15 (d_в=650 Мпа,

[d_сж]=130 Мпа) найдем напряжения сжатия стенки барабана:

d_сж=Fб/t[d_сж] = 19818/17*10^-3*16*10^-3 = 72,86 Мпа<130 М

где: Fб тАУ усилие в канате, Н;

t тАУ шаг витков каната на барабане, м;

[d_сж] тАУ допускаемое напряжение сжатия для материала барабана; Статическая мощность двигателя при h = 0,85, кВт:

Pc=Q*g*v_г/10³*h=8000*9,81*0,2/1000*0,85=18,46

где: Q тАУ номинальная грузоподъемность, кг;

v_г тАУ 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 тАУ 311 тАУ 6 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Рном=13 кВт и частоту вращения n=935 мин^-1. Момент инерции ротора Ip=0,225 кг*м² максимальный пусковой момент двигателя Тmax=320 H*м.

Частота вращения барабана (мин^-1):

n_б=60v_г*Uп/p*Dрасч=60*0,2*2/3,14*0,4=19,1

где: Uп тАУ кратность полиспаста;

Dрасч тАУ 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 тАУ коэффициент, учитывающий условия работы редуктора;

Р тАУ 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 тАУ 400 с передаточным числом Uр =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=Fб*z*Dб^г/2u*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*k₁*k₂=183,94*1,3*1,2=286,94

Выбираем по таблице 5.9 втулочнотАУпальцевую муфту №1 с тормозным шкивом диаметром Dт=200 мм, и наибольшим передаваемым крутящим моментом 500 Н*м.

Момент инерции муфты Iм=0,125 кг*м². Момент инерции ротора и муфты I=Iр+Iм=0,225+0,0125=0,35 кг*м²

Средний пусковой момент двигателя при y=1,4, Н*м:

Тпуск=Тср.п=(y_max+y_min)*Tном/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=1,1тАж1,4

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*v²/n((Т_ср.п-Т_с)*h=

=(1,1*0,35*935/9,55(252,94-183,94))+

+9,55*8000*0,194²/935(252,94-183,94)=1,14

где: Тср.п тАУ средний пусковой момент двигателя, Н*м

Тс тАУ 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/60u_п=3,14*0,4*18,54/60*2=0,194

где: u_п тАУ 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/с²:

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 тАУ 1 раз.

0,5Q=4000 кг тАУ 5 раз.

0,2Q=1600 кг тАУ 1 раз.

0,05Q=400 кг тАУ 3 раза.

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

Наименование показателя	Обозна-чение	Едини- ца	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 Fб Тс tп Fcоп Tсоп tоп	- 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 тАУ сумма среднего пускового момента двигателя и момента статических сопротивлений механизма при опускании груза.

Средняя высота подъема груза составляет 0,5тАж0,8 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:

åt_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:

åt=2(1+5+1+3)*t_y+åt_п=2*10*37,11+4,96=747,16

Среднеквадратичный момент Н*м

Т_ср== (252,94²*4,96+(183²+5*97²+45²+3*14²+140²+5*70²+28²+3*6,9²)/747,16)=52,3

где: åt_п тАУ общее время пуска механизма в разные периоды работы с различной нагрузкой, с;

åТ²_сt_y тАУ сумма произведений квадрата моментов статических сопротивлений движению при данной нагрузке на время установившегося движения при этой нагрузке.

åt тАУ 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 тАУ среднеквадратичный момент преодолеваемый электродвигателем.

Во избежание перегрева электродвигателя необходимо, чтобы

развиваемая двигателем среднеквадратичная мощность удовлетворяла условию Рср £ Рном 13 £ 5,12 тАУ условие соблюдается

Момент статического сопротивления на валу двигателя при торможении механизма, Н*м:

Тс=Fб*z*Dб^г*h_б*h_т /2u_т =19818*2*0,4*0,98*0,85/2*50,94=129,63

где: h_т тАУ КПД привода от вала барабана до тормозного вала;

u_т тАУ 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 тАУ 300/200 с тормозным моментом 240 Н*м, диаметром тормозного шкива Dт=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*v²/n((Т_т-Т_с)*h= =(1,1*0,35*935/9,55(226-129))+(9,55*8000*0,194²*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/с²:

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 Dк=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+2m)/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/10³*h=4087*1,6/1000*0,85=7,693

где: F_пер тАУ сопротивление передвижению крана, кг;

v_пер тАУ 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 тАУ 111 тАУ 6 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Рном=4,1 кВт и частоту вращения n=870 мин^-1. Момент инерции ротора Ip=0,048 кг*м².

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=60v_пер/p*Dк=60*1,6/3,14*0,720=42,16

где: v_пер тАУ скорость передвижения крана;

Dк тАУ 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 тАУ 475 передаточное число u_p=19,68 и Pр=8,3 кВт.

Номинальный момент передаваемый муфтой двигателя, Н*м

Тм=Тс=F_перD_к/2u_рh=2043*0,720/2*19,68*0,85=43,98

Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м:

Т_м=Т_м^ном*k₁*k₂=43,98*1,2*1,2=62,3

Выбираем по таблице III.5.6 втулочно тАУ пальцевую муфту c крутящим моментом 63 Н*м с диаметром D=100 мм,

Момент инерции муфты, кг*м²:

Iм=0,1*m*D²=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 тАУ 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/с²

a_max=[(z_пр((j/k_j)+(f*d_k/D_k))/z)-(2m+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 тАУ общее число ходовых колес;

j - коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами: при

работе на открытом воздухе j=0,12

f тАУ коэффициент трения (приведенной к цапфе вала) в подшипниках

опор вала ходового колеса

m - коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам м;

d_k тАУ диаметр цапфы вала ходового колеса, м:

k_p тАУ коэффициент, учитывающий дополнительное сопротивления от трения реборд ходовых колес

Средний пусковой момент двигателя, Н*м:

Тср.п=(y_max+y_min)*Tном/2=(2,25+1,1)*43,98/2=93,66

где: y_min- минимальная кратность пускового момента электродвигателя:

y_min=1,1тАж1,4

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=FтАЩ_перD_к/2u_рh=2445,96*0,72/2*19,68*0,85=52,6

Момент инерции ротора двигателя Iр=0,048 кг*м² и муфты быстроходного вала Iм=0,002

I=Ip+Iм=0,048+0,002=0,050 кг/м²

Фактическое время пуска механизма передвижения без груза, с:

t_п=(d*I*n/9,55(Т_ср.п-Т_с))+9,55*Q*v²/n((Т_ср.пТ_с)*h=

=(12*0,05*870/9,55(93,66-52,6))+9,55*11000*1,66²/870(93,66- 52,6)*0,85=7,95 с

Фактическое ускорение крана без груза, м/с²

а_ф=V_пер/t_п=1,66/7,95=0,208max=0,66 м/с²

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: FтАЩ_пер=k_p*m*g(f*d_k+2m)/D_k=2*22000*9,81*(0,02*0,144+2*0,0006)/0,720=

= 2445,96

Определим фактический запас сцепления:

k_j=Fпр*j/FтАЩпер+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/с²:

a_max^т=((z_пр((j/k_j)-(f*d_k/D_k))/z)+(2m+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/с²

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+2m)/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*1,66²*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 тАУ Т_с^т=51,63-11,06=40,57

Из таблицы III 5.13 выбираем тормоз типа ТКГ тАУ 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=V²/R=1,66²/0,9=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 Dк=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+2m)/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/10³*h=2014*0,63/1000*0,85=1,49 кВт.

где: F_пер тАУ общее сопротивление передвижению тележки, Н;

v_пер тАУ скорость передвижения грузовой тележки, м/с;

h - КПД механизма

Из таблицы III.3.5 выбираем крановый электродвигатель MTF тАУ 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*м².

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=60v_пер/p*Dк=60*0,63/3,14*0,36=32,89

где: v_пер тАУ скорость передвижения тележки м/с;

Dк тАУ 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 тАУ 475 передаточное число u_p=29,06 и Pр=8,1 кВт.

Номинальный момент передаваемый муфтой двигателя, Н*м:

Тм=Тс=F_перD_к/2u_рh=2014,31*0,36/2*29,06*0,85=14,67

Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м:

Т_м=Т_м^ном*k₁*k₂=14,47*1,2*1,2=21,12

Выбираем по таблице III.5.6 втулочно тАУ пальцевую муфту c крутящим моментом 31,5 Н*м с диаметром D=90 мм.

Момент инерции муфты, кг*м²:

Iм=0,1*m*D²=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 тАУ 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/с²

a_max=[(z_пр((j/k_j)+(f*d_k/D_k))/z)-(2m+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/с²

где: z_пр- число приводных колес;

z тАУ общее число ходовых колес;

j - коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами: при

работе на открытом воздухе j=0,12

f тАУ коэффициент трения (приведенной к цапфе вала) в подшипниках

опор вала ходового колеса

m - коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам м;

d_k тАУ диаметр цапфы вала ходового колеса, м:

k_p тАУ коэффициент, учитывающий дополнительное сопротивления от трения реборд ходовых колес

Средний пусковой момент двигателя, Н*м:

Тср.п=(1,5тАж1,6)*Tном=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=FтАЩ_перD_к/2u_рh=575*0,36/2*29,0,6*0,85=4,150

Момент инерции ротора двигателя Iр=0,02 кг*м² и муфты быстроходного вала Iм=0,018

I=Ip+Iм=0,02+0,018=0,038 кг/м²

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)*v²/n((Т_ср.п-Т_с)*h=

=(1,2*0,038*835/9,55(29,16-14,67))+9,55*

*(8000+3200)*0,55²/835(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*v²/n((Т_ср.п-Т_с)*h=

=(1,2*0,038*835/9,55(29,16-4,150))+9,55*

*3200*0,55²/835(29,16-4,150)*0,85=2,3

Фактическое ускорение грузовой тележки без груза, м/с²

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:

FтАЩ_пер=k_p*m*g(f*d_k+2m)/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:

FтАЩ_пер=k_p*m*g(f*d_k+2m)/D_k=2,5*(3200+8000)*9,81*(0,02*0,072+2*0,0006)/

/0,36=2014

Определим фактический запас сцепления:

k_j=Fпр*j/FтАЩпер+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/с²:

a_max^т=((z_пр((j/k_j)-(f*d_k/D_k))/z)+(2m+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/с²

По таблице принимаем а_мах^т=0,15 м/с²

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+2m)/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*0,55²*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 тАУ Т_с^т=3,6 тАУ 1,89 =1,77

Из таблицы III 5.13 выбираем тормоз типа ТКГ тАУ 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=V²/R=0,55²/1,7=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 тАУ 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 тАУ транспортных машин. А.В. Кузьмин, Ф.Л. Марон. Высшая школа, 1983 г.

2. Справочник по кранам. Александров М.П., Гохберг М.М., том 1,2. -Л: Машиностроение,1988.

3. Подъёмно-транспортные машины. Атлас конструкций., под ред. Александрова М.П. и Решетникова Д.Н.-М.:1987.

Вместе с этим смотрят:

11-этажный жилой дом с мансардой

14-этажный 84-квартирный жилой дом

16-этажный жилой дом с монолитным каркасом в г. Краснодаре

180-квартирный жилой дом в г. Тихорецке

2-этажный 3-секционный 18-квартирный жилой дом в г. Мирном