M_сmax≤0,8∙M_дин
4172 Нм≤0,8∙7310 Нм 4172 Нм≤5848 Нм
2.7 Выбор редуктора
Частота вращения барабана:
n_бар= (60∙V_п∙i) / (р∙(D_б+d_к))=(60∙1,4∙1)/(3,14∙(750 +30,5)∙10^(-3))=34,26 об/мин
Где, i – кратность полиспаста (для грейферного режима i=1).
Определяем общее передаточное число механизма:
4172 Нм≤0,8∙7310 Нм
4172 Нм≤5848 Нм
Вращающий момент на быстроходном валу редуктора:
M_Б=M_ст=2224 Нм
Вращающий момент на тихоходном валу:
M_Т=M_б∙U_р∙з_р=2224∙20∙0,96=42700 Нм
По режиму работы (ВТ) и моменту на тихоходном валу (M_Т=42,7 кНм), по 4, стр. 218 выбираем редуктор Ц2 – 1000, с параметрами:
Передаточное число редуктора: U_р=20, (расхождение с расчетным 3%);
Межосевое расстояние: a_щ=1000 мм.
Геометрические параметры редукторов Ц2 – 1000, мм
Геометрические параметры быстроходного конца вала редуктора Ц2 – 1000, мм
Геометрические параметры зубчатого тихоходного конца вала редуктора Ц2 – 1000, мм
Проверка по консольной нагрузке:
Консольная нагрузка, Н:
F_к≈S=45,847 кН
Максимальная консольная нагрузка на вал редуктора Ц2 (по 4, стр. 219):
F_(к max)=80 кН
F_к≤F_(к max)
45,847 кН≤80 кН
2.8 Определение длины барабана
Рабочее число витков:
Z_р=(H∙i)/(р∙(D_б+d_к))=(40∙1∙1000)/(р∙(750+30,5))=16,313
Принимаем Z_р=15
Шаг нарезки:
t=d_к+5=30,5+5=35,5 мм
По 4, стр. 262 принимаем стандартный шаг нарезки:
t=35,34 мм
Число запасных витков:
Z_з=2
Число витков для закрепления каната:
Z_к=3
Длина ненарезанного участка:
a=2∙t=2∙35,34=70,68 мм
Длина нарезной части:
L_н=〖(Z〗_p+Z_3+Z_к) ∙t=(15+3+2)∙35,34=706,8 мм
Округляем до стандартной:
L_н=710 мм
Расстояние между нарезками:
b=200 мм
Длина барабана при двойной нарезке:
L=2∙L_н+2∙a+b=2∙710+2∙70,68+200=1761 мм
L<3D_б
1761 мм<2250 мм
Следовательно – пропорции барабана нормальные, расчет ведется только на сжатие.
2.9 Расчет стенки барабана на прочность
Выбираем сталь 55Л (по 3, стр 29 и 4 стр. 260), с параметрами:
Временное сопротивление разрыву: у_вр=600 МПа;
Предел текучести: у_т=350 МПа;
Допускаемые напряжение для стали: [у]=140 МПа.
Толщина стенки барабана должна превышать диаметр барабана, следовательно принимаем: д_ст=31 мм
Напряжение сжатия:
у_сж=S/(д_ст∙t)=45847/(31∙35,34)=41,849 МПа ≤140 МПа
2.10 Определение тормозного момента, выбор тормоза и соединительной муфты
Статический момент при торможении:
М_ст^т=(g∙〖10〗^3∙m_н∙з∙D_б)/(4∙i∙U_об =(9,81∙〖10〗^3∙16∙0,91∙750)/
(4∙1∙20)=1303 Нм
Необходимый тормозной момент:
M_т=k_з∙М_ст^т=1,25∙1303=1628 Нм
Где,
k_з – коэффициент запаса для грейферного крана (k_з=1,25).
Выбираем тормоз ТКГ – 600М, тип толкателя ТГМ – 160 (по 4, стр. 284), с параметрами:
Оставляем муфту подобранную в пункте 2.6, т.к. по всем параметрам включая тормозной момент и диаметр шкива она проходит.
2.11 Выбор устройства безопасности механизма подъёма
Рычажные ограничители грузоподъёмности срабатывают при повороте рычага 1 вокруг шарнира O под действием усилия N на блок A, установленный на рычаге, от нажатия S грузовых канатов, вызванных весом предельного груза.
В ограничителе на Рис.2.12 портального крана предельное равновесие имеет место при Na=G_гр bc/d или при N_0 a_0=G_гр bc/d, когда канат касается блока E. В первом случае натяжение S, вызывающее предельное значение Na, возрастает с уменьшением вылета и угла обхвата блока A канатом, что соответствует криволинейной ветви графика допустимой грузоподъёмности. Касание канатом блока E соответствует узловой точке графика грузоподъёмности; при дальнейшем уменьшении вылета угол обхвата блока A не изменяется и допустимая грузоподъёмность остается постоянной.
3. Расчет механизма передвижения
3.1 Определение числа и размера ходовых колес в одной балансирной тележке
Максимальная нагрузка на опору:
P_max=(g∙(m_кр+Q)∙k_нр)/Z_оп =(9,81∙(270+16)∙1,6)/4=1122 кН
Где,
k_нр – коэффициент неравномерности распределения нагрузки (k_нр=1,6);
Z_оп – количество опор крана.
Допускаемая нагрузка на колесо: [P_к]=200 кН
Число ходовых колес в балансирной тележке:
Z_к≥P_max/([P_к])=1122/200=5,61
Принимаем число ходовых колес Z_к=6
Из нагрузки 200 – 250 кН на колесо, принимаем рельс КР70 (по 4, стр. 326) с параметрами:
Масса 1м рельса: m_рел=52,8 кг;
Площадь поперечного сечения рельса: s_рел=67,2 〖см〗^2.
Также принимаем двухребордное колесо (по 4, стр. 314) с диаметром колеса D_к=600 мм.
Контактное напряжение между ободом колеса и плоской частью головки рельса:
у_к=340∙K_f∙√((K_д∙K_H∙p_k)/(b_k∙D_k ))≤〖[у〗_кон]
Где:
K_f – коэффициент, учитывающий влияние касательной нагрузки (K_f=1,1 – для кранов на открытых площадках);
K_д – коэффициент динамичности пары колесо – рельс;
K_д=1+a∙V_пр=1+0,25∙0,4=1,1
Где,
a – коэффициент жесткости кранового пути (а=0,25 – рельс на массивном фундаменте);
V_пр – номинальная скорость передвижения.
K_H – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине рельса K_H=1,5 (при опирании крана на балансирные тележки);
p_k – расчетная нагрузка колеса на рельс, кН.
у_к=340∙1,1√((1,1∙1,5∙200 )/(560∙100))=30,263 МПа≤700 МПа
Допускаемые контактные напряжения при линейном контакте, принимаются по 4, стр. 318, и для стали 40ХН и режима 6М 〖[у〗_кон]=700 МПа.
3.2 Сопротивление передвижению крана на прямолинейном рельсовом пути
Коэффициент сопротивления движению:
f_0=(м∙d/D_к +(2∙K)/D_к )∙C=(0,02∙100/560+(2∙0,5)/560)∙2,5=0,0014
Где,
м – коэффициент трения скольжения в цапфах колес (м=0,02);
С – коэффициент, учитывающий дополнительные сопротивления в ребордах и ступицах колес при перекосах (С=2,5, для подшипников скольжения);
K – коэффициент трения качения колеса (K=0.5).
Сопротивление трения:
W_т=g∙(m_кр+Q)∙f_0=9,81∙(270+16)∙0,0014=40,069 кН
Суммарная площадь крана (площади снимались с чертежа общего вида при помощи программы AutoCAD 2010):
УA_н=A_н1+A_н2+A_н3+A_н4+A_н5+A_н6=14 +10,5+30+39,5+4,8
+36=134,8 м^2
Где,
A_н1 – наветренная площадь груза (A_гр=14 м^2, принимаем наветренную площадь грейфера);
A_н2 – наветренная площадь хобота (A_х=10,5 м^2);
A_н3 – наветренная площадь стрелы (A_с=30 м^2);
A_н4 – наветренная площадь машинного отделения (A_мо=39,5 м^2);
A_н5 – наветренная площадь противовеса (A_пр=4,8 м^2);
A_н6 – наветренная площадь портала (A_пор=36 м^2).
Ветровая нагрузка на кран:
F_вI=p_I∙УA_н=150∙(134,8+14)=20,22 кН
Где,
p_I – распределенная ветровая нагрузка на единицу расчетной наветренной площади (p_I=150 Па).
A_н1 – наветренная площадь груза (A_н1=14 м^2)
A_н – наветренная площадь крана (A_н=134,8 м^2)
Сила тяжести крана и груза с захватным устройством:
V=g∙(m_кр+Q)=9,81∙(270+16)=2805 кН
Сопротивление, вызванное уклоном пути:
W_ук=V∙sinб=2805∙0,003=7,343 кН
Где,
a – уклон пути, (a=0,15°).
Сопротивление передвижению крана на прямолинейном рельсовом пути:
W_п=W_т+F_вI+W_ук=40,069+20,22+7,343=67,632 кН
3.3 Суммарная статическая мощность электродвигателей
КПД механизма:
з=з_р∙з_оп=0,846
Где,
з_р – КПД редуктора (з_р=0,94, для редуктора КЦ – 1);
з_оп – КПД открытой передачи (з_оп=0,9).
Суммарная статическая мощность электродвигателей:
УN_ст=(W_п∙V_пр)/з=(67,632∙0,4)/0,846=31,977 кВт
3.4 Статическая мощность одного электродвигателя
N_ст=(УN_ст)/Z_э =36,151/4=7,994 кВт
Где,
Z_э – число электродвигателей.
3.5 Выбор электродвигателя механизма передвижения
По N_рас и по 〖ПВ〗_к подбираем двигатель серии МТН 311 – 8 с параметрами (по 3, стр. 246):
Скорость вращения ротора: n_д=675 об/мин;
КПД двигателя: з_д=0,705;
Максимальный вращающий момент: M_(д_max)=265 Нм;
Момент инерции ротора двигателя: I_р=0,275 кг∙м^2;
Масса двигателя: m_дв=170 кг;
Мощность: N_н=9 кВт;
С цилиндрическими концами валов.
Статический момент двигателя:
M_ст=9550∙N_ст/n_д =9550∙9/675=113,104 Нм
По статическому моменту электродвигателя подбираем муфту (по 4, стр. 308) с параметрами:
Диаметр тормозного шкива: D_т=200 мм;
Момент инерции муфты: I_м=0,32 кг∙м^2;
Наибольший передаваемой муфтой момент: M_м=500 Нм;
Масса муфты: m_м=18,5 кг;
Тормозной момент: M_т=160 Нм.
Маховые моменты муфты и ротора:
〖GD〗_м^2=4∙g∙I_м=4∙9,81∙0,32=12,553 Нм^2
〖GD〗_р^2=4∙g∙I_р=4∙9,81∙0,275=10,788 Нм^2
3.6 Проверка электродвигателя на допустимую перегрузку
Принимаем время разгона: t_пр=3 с
Динамический момент при пуске:
M_дин=1/t_пр ((9565∙〖(m〗_кр+Q)∙V_пр^2)/(n_д∙з∙z_э )+(1,2∙
(〖GD〗_р^2+〖GD〗_м^2)∙n_д)/375)
M_дин=1/3 ((9565∙(270+16)∙〖0,4〗^2)/(675∙0,846∙4)+(1,2∙(〖10,791〗^2
+〖12,553〗^2)∙675)/375)=80,678 Нм
Номинальный момент двигателя:
M_н=9550∙N_н/n_д =9550∙9/675=127,333 Нм
Момент на валу электродвигателя при пуске:
М_пуск=М_ст+М_дин=113,104+80,678=193,782 Нм
Допустимая перегрузочная способность электродвигателя:
[K]=M_(д_max)/M_н =(265 Нм)/(127,333 Нм)=2,081
Фактическая перегрузочная способность электродвигателя:
K=М_пуск/M_н =193,782/127,333=1,522<[2,081]
3.7 Общее передаточное число механизма
Частота вращения колеса:
n_к=(60∙V_пр)/(р∙D_к )=(60∙0,4)/(3,14∙0,56)=13,642 об/мин
Общее передаточное число механизма:
U_об=n_д/n_к =675/15,347=49,48
3.8 Выбор редуктора
Для спроектированной компоновки и передаточного числа, выбираем редуктор КЦ1 – 250 с передаточным отношением U_р=20. (8, 9 стр. 333)
Передаточное число открытой передачи:
U_оп=U_об/U_р =49,48/20=2,474
Компоновка одноступенчатая, диаметр первой шестерни равен d_ш=250 мм, следовательно, диаметр колеса:
d_к=U_оп∙d_ш=2,474∙250=618,5 мм
Модуль открытой передачи принимаем m_оп=15, следовательно, число зубьев шестерни и колеса равно:
Z_ш=d_ш/m_оп =250/15=16,667
Принимаем Z_ш=17
Z_к=Z_ш∙U_оп=17∙2,474=42,058
Принимаем Z_к=42
3.9 Проверка ходовых колес на отсутствие буксования
Суммарная нагрузка на приводные колеса:
P_пр=(g∙(m_кр+Q)∙Z_пк)/〖УZ〗_к =(9,81∙(270+16)∙8)/24=934,934 кН
Где,
УZ_к=24 – общее число колес
Z_пк=8 – число приводных колес
Коэффициент сопротивлению движению без учета дополнительных сопротивлений от перекоса тележки с приводными колесами: