где максимальная кратность
пускового момента,
Принимаем Тср.п.
= 820 Нм.
2.16 Определение
времени пуска двигателя при подъеме груза
Время пуска при
подъеме груза, с
(27)
где Imax – суммарный момент инерции ротора
двигателя и муфты, кгм2.
(28)
где Ip – момент инерции ротора двигателя,
кгм2;
Iм – момент инерции муфты, кгм2.
nдв – частота вращения вала
электродвигателя, мин-1;
Vф – фактическая скорость подъема груза,
м/с, Vф = 0,71м/с (см пункт 2.18);
КПД механизма,
Тср.п.
– средний пусковой момент двигателя, Нм;
Тс –
момент статического сопротивления на валу двигателя, Нм.
2.17 Определение
фактической частоты вращения барабана
Фактическая
частота вращения барабана, мин-1
(29)
2.18 Определение
фактической скорости подъема груза
Фактическая скорость
подъема груза
(30)
2.19 Определение
максимального ускорения при подъеме груза
Максимальное
ускорение при подъеме груза, м/с2
(31)
2.20 Определение
тормозного момента и выбор тормоза
Момент
статического сопротивления на валу электродвигателя при торможении механизма,
Нм
(32)
Тормоз выбирается
по расчетному тормозному моменту, Нм
(33)
где kT – коэффициент запаса торможения, по
таблице 5.3[3] для среднего режима kТ = 1,75.
При выборе
типоразмера тормоза проверяем условие: номинальный тормозной момент должен быть
не меньше расчетного
(34)
Выбираем
колодочный тормоз с приводом от электрогидравлических толкателей.
Таблица 2.9 –
Техническая характеристика и основные размеры тормоза ТКГ
Тип тормоза
|
Тормозной момент
|
Тип толкателя
|
Масса тормоза
|
мм
|
Диаметр шкива
|
L
|
l
|
l1
|
В
|
b1
|
ТКГ - 300
|
800
|
ТГМ – 50
|
80
|
300
|
772
|
275
|
421
|
232
|
120
|
Продолжение
таблицы 2.9
Тип тормоза
|
b2
|
H
|
h
|
A
|
a
|
a1
|
|
d
|
t
|
t1
|
ТКГ - 300
|
140
|
550
|
240
|
500
|
150
|
80
|
8
|
22
|
50
|
30
|
Рисунок 2.10 –
Тормоз колодочный ТКГ – 300
2.21 Определение
времени торможения при опускании груза
Время торможения
при отпускании груза, с
(35)
Что допустимо.
2.22 Определение
пути торможения
Путь торможения
механизма подъема груза, м
(36)
где ks – коэффициент, учитывающий режим
работы механизма, по таблице 6.3[3] ks = 1,7.
2.23 Определение
максимального времени торможения
Время торможения
в предположении, что скорости подъема и опускания груза одинаковы, с
(37)
2.24 Определение
замедления при торможении
Замедление при
торможении, м/с2
(38)
где [aT] – допускаемое замедление для
кранов, работающих с лесоматериалами и с сыпучими материалами, [aT] = (0,6…0,9)м/с2.
2.25 Расчет оси
барабана
Рисунок 2.11 –
Расчетная схема оси барабана со сдвоенным полиспастом
В нашей
конструкции установки барабана механизма подъема кранов общего назначения,
соединение оси барабана с тихоходным валом редуктора осуществляется с помощью
специальной зубчатой муфты (см. рисунок 2.7).
При этом конец вала
редуктора выполняют в виде зубчатой шестерни, которая входит в зацепление с
венцом, закрепленным на барабане. Крутящий омент от вала редуктора передается
через зубчатое зацепление на венец- ступицу и далее через болты на обечайку
барабана.
Ось барабана
испытывает напряжение изгиба от действия усилий двух ветвей каната при
сдвоенном полиспасте, а также от собственного веса барабана (при расчете,
обычно, весом барабана пренебрегают). При сдвоенном полиспасте положение
равнодействующей натяжений каната относительно опор оси остается неизменным.
Величина этой
равнодействующей, Н
R = 2Fmax,
(39)
R =
венец- ступицу и далее через болты на обечайку барабана
Нагрузка, Н на
опору 1 оси при положении равнодействующей, указанном на рисунке 2.11
(40)
где l – расстояние между опорами оси, мм;
l5 – расстояние от места приложения
равнодействующей R до середины ступицы С, мм;
l2 – расстояние от центра ступицы
барабана С до опоры 2, l2 = 200мм.
Для определения
расстояний используем следующие соотношения
Нагрузка на опору
2, Н
R2 = R – R1,
(41)
R2 = 34722 – 19848 = 14874 Н.
Нагрузка на ступицу барабана А (1)
(42)
где l4 – расстояние между центрами ступиц
барабана А и С, мм;
По рисунку 2.11
l4 = l3 + l5 – l1,
где l1 – расстояние от центра ступицы
барабана А до опоры 1, l1 = 120мм.
l4 = 1196 – 120 = 1076 мм.
Нагрузка на
ступицу С (2)
P2 = R – P1, (43)
P2 = 34722 – 19297 = 15425 Н.
Расчет оси барабана сводят к
определению диаметра ступицы из условия работы оси на изгиб в симметричном
цикле
,
(44)
где Ми
– изгибающий момент в расчетном сечении, Нм;
W – момент сопротивления расчетного
сечения при изгибе, мм3;
допускаемое напряжение
изгиба при симметричном цикле изменения напряжений, Н/мм2.
Допускаемое напряжение при
симметричном цикле, Н/мм2
(45)
где k0 – коэффициент, конструкцию детали,
для осей k0 = 2,0…2,8, принимаем k0 = 2,0;
предел выносливости стали,
для углеродистых сталей
где предел прочности стали, = 1000 Н/мм2;
[n] – допускаемый коэффициент запаса
прочности, для среднего режима [n] = 1,4.
Изгибающие
моменты: наибольший изгибающий момент под правой ступицей барабана в точке С
(46)
в точке А
(47)
Момент
сопротивления сечения оси под ступицей, мм3
(48)
де d – диаметр оси под ступицей барабана
С, d = 45мм (см. пункт 2.26).
Диаметр оси под
ступицей барабана, мм
(49)
Прочность оси на
изгиб обеспечивается.
2.26 Подбор
подшипников и проверка их на долговечность
Подшипники
выбирается в соответствии с диаметром проточки в зубчатом венце выходного вала
редуктора, равной 110 мм (см. рисунок 2.7 и таблицу 2.6). Учитывая это, по
таблице И.1[3] выбираем подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные
с диаметром наружного кольца D = 110 мм
ГОСТ 5720-75.
Рисунок 2.12 –
Основные размеры подшипника
Таблица 2.10 –
основные параметры подшипника
Условное обозначение
подшипника типа 1000
|
d
|
D
|
B
|
C
|
C
|
e
|
Y
|
пластичном
|
жидком
|
Масса, кг
|
H
|
1212
|
60
|
110
|
22
|
30200
|
15500
|
0,19
|
3,57
|
5600
|
6700
|
0,88
|
Долговечность подшипника,
млн. об
,
(50)
где С – табличное
значение динамической грузоподъемности, по таблице И.1[3] C = 30200 H;
RЭ – эквивалентная нагрузка, Н
(51)
где Х –
коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1;
Rr = R1 – радиальная нагрузка, равная
опорной реакции, Н;
V – коэффициент вращения, при вращении
внутреннего кольца V = 1;
Kб – коэффициент безопасности,
принимаем из условий работы механизма Кб = 1,5;
Т – температурный коэффициент,
КТ = 1;
показатель степени, для
шариковых подшипников .
Расчетная долговечность
подшипника, час
(52)
где n – фактическая частота вращения
барабана, мин-1.
Для крановых
механизмов считается приемлемой долговечность часов, поэтому чтобы не изменять размеры
проточки зубчатого венца выходного вала редуктора, следует принять подшипник
более тяжелой или широкой серии с большей динамической грузоподъемностью.
2.27 Крепление
конца каната на барабане
Конец каната на
барабане крепят накладкой с трапециидальными канавками
Рисунок 2.13 –
Крепление каната на барабане накладкой с трапециидальной канавкой
Выбираем накладу
с двумя болтами.
Напряжение каната
в месте крепления на барабане, Н
(53)
где f – коэффициент трения между канатом и
барабаном, f = 0,15;
угол обхвата барабана
запасными витками каната (), ;
e = 2,74 – основание логарифма.
Сила,
растягивающая один болт, Н
(54)
где f1 – приведенный коэффициент трения
между канатом и накладкой с трапециидальным сечением канавки
(55)
где угол наклона боковой грани
канавки;
угол обхвата барабана
канатом при переходе от одной канавки накладки к другой.
Сила, изгибающая
один болт, Н
(56)
Суммарное
напряжение в каждом болте, Н/мм2
(57)
где k – коэффициент запаса надежности
крепления каната, k = 1,5;
l – расстояние от головки болта до
барабана, мм (по дну канавки, см рисунок2.13).
l = dк + (4…8)мм,
(58)
l = 14 + 6 = 20мм;
d1 – внутренний диаметр резьбы болта,
мм.
d1 = dк – 2мм, (59)
d1 = 14 – 2 = 12мм;
допускаемое напряжение на
растяжение материала болта, Н/мм2
(60)
где предел текучести материала
болта, 240Н/мм2;
Условие прочности
выполняется.
2.28 Выбор
крюковой подвески
Крюковую подвеску
выбираем с учетом грузоподъемности, режима работы, диаметра каната и схемы
полиспаста по таблице приложения Г [3] (см. подраздел 2.7).
Заключение
Как показали
проектные и проверочные расчеты, выбранный канат, крюковая подвеска,
электродвигатель, редуктор, соединительные муфты и тормоз отвечают правилам и
нормам Госгортехнадзора и обеспечивают выполнение основных положений
технического задания.
Конструкция
барабана, оси и подшипниковых опор барабана спроектированы с учетом специфики
эксплуатации механизма и требований, предъявляемых к прочности, надежности и
долговечности данных изделий.
Следовательно,
можно сделать вывод: спроектированный механизм подъема груза отвечает
необходимым критериям работоспособности и обеспечивает выполнение требований
технического задания.
Список
использованных источников
1 Кучеренко А.Н.
Детали машин и подъемно – транспортные устройства отрасли. Расчет механизмов
передвижения кранов и крановых тележек: Учебное пособие по курсовому проектированию
для студентов специальности 26.01 всех форм обучения. Раздел 1. – Красноярск:
КГТА, 1995. – 68 с.
2 Кузьмин А.В.,
Марон Ф.Л. Справочник по расчетам механизмов подъемно – транспортных машин.
Минск, «Вэшэйш. школа», 1997. – 272 с.
3 Кучеренко А.Н.
Подъемно-транспортные устройства. Проектирование механизмов подъема груза:
Учебное пособие для студентов специальностей 26.01, 26.02, 17.04, 17.05 всех
форм обучение. – Красноярск: СибГТУ, 2001. – 232с.
Страницы: 1, 2, 3
|