Пояснительная записка. Исходные данные
![]()
|
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
1. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА Для расчета и выбора элементов механизма подъема необходимо составить его кинематическую схему. Для расчета и выбора элементов механизма подъема составляем его кинематическую схему. Схема механизма подъема включает в себя: 1-электродвигатель; 2 -МУВП с тормозным шкивом; 3-редуктор; 4- барабан двойной свивки; 5-неподвижные блоки;6- уравнительный блок; 7- подвижные блоки; 8 – траверса; 9 – крюк; 10 – гайка крюка; 11 – упорный подшипник (рис. 1.1). ![]() Рис. 1.1 – Кинематическая схема механизма подъема Расчет механизма подъема сводится к назначению типа и кратности полиспаста, выбору по ГОСТ каната и крюка, расчету параметров крюковой подвески и барабана, расчету и выбору электродвигателя, редуктора, муфт и тормоза. 1.1. Выбор полиспаста, каната, барабана и грузозахватного устройства В конструкции железнодорожного крана используется полиспаст – устройство для подъёма грузов состоящее из подвижных и неподвижных блоков, огибаемых гибким элементом – канатом. Число ветвей каната, на которых висит груз, зависит от грузоподъемности крана. Чем больше число ветвей, тем меньше усилие в канате, на барабане, а следовательно, меньше и диаметр каната и барабана, меньше диаметр вала и размеры подшипников вала и т. д. Однако с увеличением числа ветвей увеличивается и число блоков, а это усложняет и утяжеляет подвеску. При грузоподъемности Q=18т рекомендуемое число ветвей 8. Кратность полиспаста определяем по формуле: ![]() где z – число ветвей каната на которых висит груз; zб – число ветвей каната, сбегающих с барабана (при сдвоенных полиспастах zб=2) ![]() ![]() При использовании полиспаста скорость движения каната будет больше скорости подъема груза ![]() ![]() Максимальное усилие в канате в точке набегания его на барабан: ![]() где Q- грузоподъемность крана, кг; g – ускорение свободного падения м/с2; z – число ветвей на которых висит груз; ![]() ![]() ![]() ![]() n – число неподвижных блоков приходящихся на одну ветвь каната ![]() Расчетное разрывное усилие в канате согласно правилам Госгортехнадзора определяется ![]() где kз – коэффициент запаса прочности, принимаемый для режима 4М равным 3,0. ![]() Канат выбираем по ГОСТ 2688-80 ближайшего большего разрывного усилия Выбираем канат диаметром 39,5 мм ;Fразр.=80800 Н. Фактический запас прочностиKф=80800/23570=3,42› kз=3,0 Выбор крюка производим по заданной грузоподъемности и режиму работы крана. По ГОСТ 6627-74 выбираем однорогий удлиненный крюк (тип А) №19Б (рис 1.2) с размерами: D=150 мм; S = 115 мм; b = 90 мм; h = 150 мм; d2 = 85 мм; d1 = 80 мм; d0 = Трап. 70х10 мм; L=660 мм; l1 = 210 мм, l =75мм и l2 =100мм. ![]() Рис. 1.2 - Размеры крюка №19Б по ГОСТ 6627-74. Поскольку вращение крюка является только установочным, то расчет подшипника ведется по статической грузоподъемности по формуле: ![]() где kД=12 – динамический коэффициент; ![]() Упорный подшипник выбираем согласно ГОСТ 6874-75, ![]() Гайка крюка выполняется с уширением нижней части, которая охватывает упорный подшипник Наименьший диаметр гайки определяется по формуле: ![]() где d0 – диаметр резьбы хвостовика крюка, мм; ![]() Траверса подвески работает на изгиб Расчет траверсы ведется по двум опасным сечениям: в середине (А-А) и в месте изменения сечения (В-В) ![]() Рис. 1.3 - Схема к расчету траверсы. Размеры типовой подвески для г/п 18 т.: b = 340 мм. - расстояние между блоками; b2 = 236 мм. – длина средней части траверсы; l= (b+b2)= 340+236=576мм - расчетная длина траверсы (b и b2 – см.таблица№8 методичка №2213); Ширина траверсы: ![]() где D – наружный диаметр упорного подшипника; ![]() Диаметр отверстия под хвостовик крюка: ![]() ![]() Максимальный изгибающий момент в сечении А-А: ![]() ![]() Момент в сечении В-В равен: ![]() ![]() Параметры траверсы определяем проектным расчетом из условия прочности при изгибе: ![]() где М - момент, действующий в расчетном сечении, Нм; W – момент сопротивления расчетного сечения см3; Допускаемое напряжение изгиба: ![]() где K0 - коэффициент, учитывающий конструкцию детали, принимаем K0=2,5; [n] – допускаемый коэффициент запаса прочности, для режима работы 4К [n]=1,6; -1 – предел выносливости материала траверсы, принимаем -1=250 Мпа; ![]() Момент сопротивления в сечении А-А: ![]() Тогда высота траверсы: ![]() ![]() ![]() ![]() где dк – диаметр каната, мм; e – коэффициент, учитывающий допустимый перегиб каната для режима работы 4К e = 18; ![]() Принимаем ![]() Для диаметра каната 39,5 мм блок будет иметь следующие параметры: ![]() R = 22,5 мм. B = 72 мм. B1 = 95 мм. hбл = 65 мм. r = 8,5 мм. Рис. 1.4 - Профиль канавки блока подвески Каждый блок устанавливается на двух радиальных подшипниках Нагрузка на один подшипник при максимальном грузе: ![]() где kД = 1,2 - динамический коэффициент; kv = 1,35 – коэффициент вращения (при вращении наружнего кольца подшипника); nбл =7 – число блоков в подвеске. ![]() Однако в связи с тем, что кран работает с разными грузами, расчет следует вести по эквивалентной нагрузке, определяемой по формуле: ![]() где кпр = 0,65 – коэффициент приведения для режима работы 4М; ![]() Требуемая долговечность подшипника определяется по формуле: ![]() где Lh =3000 ч – долговечность подшипника для режима 4М; nбл – частота вращения блока, мин-1. ![]() ![]() ![]() Расчетная динамическая грузоподъемность подшипника: ![]() ![]() Принимаем подшипник радиальный шариковый легкой серии 238 по ГОСТ 8338-75 со следующими параметрами: d =190 мм; D = 340 мм; B = 55 мм; C = 255,0 кH; C0 = 232,0 кH. Барабан изготавливается литым из чугуна марки СЧ-15-32 ГОСТ 1412-70. Диаметр барабана определяем по формуле: ![]() где e – коэффициент, учитывающий допустимый перегиб каната для режима работы 4К e =16 ![]() Из ряда предпочтительных чисел выбираем Dб = 650 мм. Размеры профиля канавок барабана определяем согласно данным ГОСТ 33710—2015: dk = 39,5 мм. - диаметр каната. r = 21 мм. радиус канавок. h = 15 мм. – высота канавок. t = 45 мм. – шаг канавок. ![]() Рис. 1.5 - Профиль канавок барабана Толщина стенки барабана предварительно принимается равной: ![]() Принятое значение толщины стенки проверяем на сжатие по формуле: ![]() где Fmax – максимальное усилие в канате, Н; [сж] – допускаемое напряжение сжатия, МПа; ![]() где [Т] – предел текучести, для СЧ 15-32 [Т] = 240 МПа. 1,5 – коэффициент запаса прочности для стали. ![]() ![]() Длина барабана при использовании сдвоенного полиспаста определяется по формуле: ![]() где lн – участок неподвижных витков; lн = lкр+lтр+ lр lкр – участок для закрепления конца каната, мм; ![]() ![]() lтр – участок для неприкосновенных витков трения (для уменьшения нагрузки на элементы крепления каната), мм; ![]() ![]() lр – длина участка для навивки рабочей ветви каната, мм: ![]() Н – высота подъема груза. lк – длина концевой части барабана, мм; ![]() ![]() l0 – длина среднего участка, мм: ![]() где hmin – минимальное расстояние между осью барабана и осью подвески, принимаем hmin= 800 мм; = 60 – наибольший угол набегания каната на барабан. ![]() ![]() ![]() ![]() Выполним проверку барабана на изгиб.Lo=172 мм ; Lб=1448 мм ![]() Рис. 1.6 - Схема к проверке барабана на изгиб Ма=0 ; Yв= Ха =[Fmax(Lб-l0)/2+ Fmax(Lб+l0)/2]/ Lб ; Fmax=2,357·104Н ; М1=M2= Fmax· (Lб-l0)/2 ; М1=M2=2,357·104(144,8-17,2)/2=1503766 Н см; Осевой момент инерции W=0,1(Dб3-( Dб-2)3) ; где -толщина стенок барабана ; W=0,1(653-(65-21,75) 3) =27456,35см3; =М / W ; =1503766 / 27456,35 =54,7 МПа, []=170 Mпа, <[] ; условие выполняется. Произведем проверку барабана на кручение:Т=2FмахDб/2 ; Полярный момент инерции Wр2W ; Wр=227456,35=54912,7 см3; Т=22,357·10465/2=1532050 Нсм ; =Т / W р; =1532050/54912,7=27,9 Мпа, []=240 Mпа, <[] условие выполняется. Расчет узла крепления каната В механизмах подъема кранов крепление каната на барабане производится при помощи одноболтовых или двухболтовых прижимных планок. Количество планок определяется расчетом. В случае применения одноболтовых планок независимо от расчета их должно быть не менее двух. Они устанавливаются с шагом в 600. Для уменьшения нагрузки на прижимные планки правилами предусматривается наличие запасных витков трения. С учетом влияния этих витков усилие в канате перед прижимной планкой можно определить по формуле Эйлера: ![]() где f – коэффициент трения каната о барабан; f=0,1 … 0,12; α – угол обхвата барабана витками трения; α= 3 e0,1·3π. ![]() ![]() 1 – Барабан, 2 - шпилька с гайкой, 3 – планка, 4 - канат Рис. 1.7 - Узел крепления каната. С учетом всех сил трения, которые удерживают канат на барабане, усилие в болте определяем по формуле. ![]() f1 – коэффициент трения каната о планку; при клиновой канавке f1 = 0,24; z – число болтов. При диаметре каната 39,5 мм. выбираем болт М24. Проверяем его на растяжение: ![]() где 1,3 – коэффициент, учитывающий кручение и изгиб болта; кз =1,8 – коэффициент запаса крепления; Sб – площадь сечения болта, см2; ![]() ![]() примем z = 3 ![]() ![]() Принимаем, что крепление каната к барабану будет произведено двумя трех болтовыми планками. Расчет вала барабана Соединение вала барабана с выходным валом редуктора может производиться при помощи зубчатых муфт, допускающих значительную несносность соединяемых валов. Эти муфты характеризуются высокой надежностью, но имеют большие габариты. Поэтому в современных конструкциях механизмов подъема для обеспечения компактности применяется специальное зубчатое зацепление в виде зубчатого венца (конец тихоходного вала), входящего в зацепление с другим венцом, укрепленным непосредственно на барабане. При таком соединении крутящий момент передается через болты, соединяющие венец-ступицу с обечайкой барабана, и, следовательно, вал барабана работает только на изгиб Схемы к расчету оси барабана представлены на рис. 1.8. ![]() Рис.1.8 - Расчетная схема вала барабана. Для предварительного расчета длину вала барабана принимаем: ![]() Нагрузка на барабан (пренебрегая собственным весом барабана) создается усилиями двух ветвей каната – 2Fmax. Поскольку ступицы находятся на разных расстояниях от опор, то нагрузки на ступицы также будут разными. Расстояния от центров ступиц до центров подшипников l1 и l2 принимаем предварительно: l1 = 120 мм, l2 = 200 мм Реакции Т1и Т2 с достаточной точностью можно принять равными: ![]() ![]() Определение опорных реакций: ![]() ![]() ![]() ![]() где К0′ - коэффициент, учитывающий конструкцию детали (для валов, осей и цапф К0′ = 2,0 .. 2,8 (принимаем К0′ = 2,5); [n] – допускаемый коэффициент запаса прочности (для режима работы 4К [n] = 1,6); σ-1 – предел выносливости (для Сталь 45 σ-1 = 260 МПа) ![]() Наибольший изгибающий момент в сечении под ступицей: ![]() Момент сопротивления этого сечения: ![]() Принимаем оба диаметра под ступицы одинаковыми, а расчет dст ведем по наибольшему из моментов: ![]() Длина ступицы: ![]() ![]() Наибольший момент для цапфы: ![]() Диаметр цапфы из условия прочности: ![]() Диаметр левой цапфы в целях унификации подшипников принимаем равным диаметру правой цапфы Расчет подшипников оси барабана. Для компенсации несосносности опор ось барабана размещается на самоустанавливающихся сферических двухрядных шариковых или роликовых подшипниках ГОСТ 5720 – 75 и ГОСТ 5721-75. Эквивалентная нагрузка на левый подшипник равна: ![]() где kv – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца kv =1; kД – динамический коэффициент, для механизмов подъема kД = 1,2; kпр – коэффициент приведения, для режима работы 4М kпр = 0,65. ![]() Расчетную динамическую грузоподъемность шарикового подшипника определяем по формуле: ![]() L – требуемая долговечность подшипника, L =4,89 млн. об.; ![]() Выбираем подшипник 3520: d = 100 мм, D=180 мм, B=46 мм, C=447 кH C0=368 кH При выборе подшипника учитываем необходимый диаметр цапфы вала барабана и диаметр расточки под подшипник в полумуфте выходного вала редуктора (редуктор Ц2-250 d2=65 мм) Поскольку в правом подшипнике вращаются оба кольца, то его можно рассчитывать по статической грузоподъемности: ![]() ![]() В целях унификации оба подшипника принимаем одинаковыми Выбор электродвигателя. Статическая мощность при подъеме номинального груза: ![]() где η0 – К.П.Д. механизма подъема, η0 = 0,85. Расчет двигателя ведем по эквивалентной нагрузке; потребная мощность двигателя определяется по формуле: ![]() где kпр – коэффициент приведения, для режима работы 4М kпр= 0,65. ![]() По эквивалентной мощности выбираем электродвигатель переменного тока с фазным ротором МТН 511-8, параметры двигателя: N = 30 кВт, nдв = 715 об/мин, Тном= 298 Нм. , JР = 20 кгм2; m=300 кг. ![]() Рис. 1.9 - Электродвигатель 4MT 200 LB6. ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Выбор редуктора Редуктор выбирается по статической мощности, передаточному отношению, частоте вращения вала двигателя и режиму работы. Мощность редуктора определяем по формуле: ![]() где kр – коэффициент запаса, для редукторов типа Ц2 kр = 1. ![]() Передаточное отношение: iр = nдв / nб = 715/7,8=91,66 ![]() Выбираем редуктор 1Ц3Н-355 с передаточным числом iр = 90. ![]() Рис. 1.10 - Редуктор 1Ц3Н-355 Определим фактические параметры: nфакт. = 715/90 = 7,94 об/мин. Vфакт. = 7,943,140,65/60 = 0,27м/с.=16,2м/мин. Vгр. =0,27/4 = 0,067 м/с. Nст = 18000 9,810,067/(10 30,85) = 42,7 кВт. Nэкв = 42,7 0,65 = 27,7 кВт. Np = 27,71 = 27,7 кВт. Расчет узла соединения редуктора с барабаном В принятом способе соединения вала редуктора с барабаном крутящий момент передается через прецизионные болты по ГОСТ 7817-80, установленные в отверстия без зазора. В этом случае болты работают на срез, напряжение которого определяется по формуле: ![]() где Рокр – усилие, действующее по окружности установки болтов, Н Zбн – число болтов (обычно 6-8) d – диаметр цилиндрической части прецизионного болта, см (обычно 1,7…2,5 см) [τ] – допускаемое напряжение среза, МПа. [τ] ≈ 0,6 [σр]; Рокр=2Мб/Dокр Mб – крутящий момент на барабане, Н; Dокр – диаметр окружности установки болтов. Mб = Dб Qгр/(2 iпл пл) где iпл – кратность полиспаста; iпл= 4 пл – КПД полиспаста; при iпл=4 пл=0,975 Mб = 0, 5 150009,81/(240,975) = 9432,7 Н В предварительном расчете принимаем Dокр=(1,3…1,4)D3 D3 – диаметр окружности зубчатого венца вала редуктора Dокр=1,35252=340,2 мм. Рокр=29432,7 /0, 3402 =55453,83Н [τ] = 0,6 117 = 70,2 МПа. ![]() Следовательно, используем четырнадцать болтов для крепления вала редуктора с барабаном |