курсовой проект по дисциплине Грузозахватные и грузоподъемные механизмы промыслового оборудования. курсовой проект по дисциплине Грузозахватные и грузоподъемные ме. Курсовой проект по дисциплине Грузозахватные и грузоподъемные механизмы промыслового оборудования (наименование дисциплины) на тему Проект расчёта элементов трубоукладчика
 Скачать 0.83 Mb.
|
|
P 0 для одного болта: 𝑃 0 = 𝜎 р 𝜋 · 𝑑 1 2 4 = 1540 · 3,14 · 0,244 2 4 = 71,97 кг (51) Откуда определяем число болтов: 𝑧 = 𝑃 0 𝑃 = 71,97 144,9 = 0,496 (52) Откуда принимаем z=1. Заслуживает внимания и клиновое крепление каната (рисунок 10), с успехом применяемое при относительно тонких канатах, диаметром 10-12 мм. Для самоторможения клина уклон его tgφ выполняется от 1:4 до 1:5, что удо- влетворяет условию самоторможения: tgφ<2f. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 31 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ Рисунок 10 - Клиновое крепление каната на барабане Преимуществом клинового крепления каната является отсутствие вин- тов, требующих систематического наблюдения и проверки. 3.8 Выбор двигателя и редуктора Последовательность расчета подъемного механизма с электрическим приводом до определения момента на валу барабана такая же, как и при руч- ном приводе, но дальнейший расчет его идет несколько иным путем. При проектировании подъемных механизмов с механическим приво- дом, кроме грузоподъемности G, задается требуемая условиями работы ско- рость подъема груза v под , обычно выражаемая в м/мин. По этим двум парамет- рам можно определить секундную работу подъема груза или теоретическую мощность привода при установившемся движении: 𝑁 теор = 𝐺 · 𝑣 под 6120 = 1600 · 14 6120 = 3,66 кВт (53) Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 32 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ Для определения действительной мощности двигателя необходимо учесть сопротивления всех звеньев механизма, через которые передается мощность от двигателя к поднимаемому грузу: 𝑁 дв = 𝑁 теор 𝜂 = 3,66 0,9 ≈ 4,06 кВт (54) η=90% - КПД механизма, предварительное значение которого можно принимать в пределах от 80% до 90%. При выборе по таблицам подходящего электродвигателя нужно учиты- вать, что один и тот же двигатель при разных режимах работы может разви- вать различные мощности. В таблицах указаны мощности двигателей для лег- кого (ПВ 15%), среднего (ПВ 25%) и тяжелого (ПВ 40%) режимов работы. Выбираем крановый электродвигатель МТF 111-6, характеристики ко- торого приведены в таблице 2: Таблица 2 – Основные характеристики электродвигателя Мощность N дв , кВт................................................................................... Частота вращения n дв , об/мин....................................................................... 00 Максимальный момент, Н*м...................................................................... 6,8 Диаметр выходного вала, мм................................................................... 5 После выбора двигателя определяется передаточное отношение пере- даточного механизма: Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 33 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ 𝑖 0 = 𝑛 дв 𝑛 б (55) где n дв – число оборотов в минуту выбранного двигателя по табличным данным; n б – число оборотов барабана, которое рассчитывается по формуле: 𝑛 б = 𝑣 под · 𝑖 п 𝜋 · 𝐷 0 (56) где v под – заданная скорость подъема груза в м/мин; i п – кратность полиспаста; D 0 – номинальный диаметр барабана или звездочки, м. Подставляя соответствующие значения в (54) и (55) получаем: 𝑛 б = 14 · 4 3,14 · 0,14 = 127,38 об мин 𝑖 0 = 900 127,38 = 7,06 По найденному значению i п проектируют передаточный механизм. В современном краностроении, в основном, ориентируются на применение ти- повых редукторов (рисунок 11), изготовляемых специализированными заво- дами. В таблице 3 приведены технические характеристики редуктора РМ-250. Примем стандартное передаточное отношения передаточного механиз- ма i=16. Выбираем двухступенчатый редуктор 1Ц2У-125 со следующими тех- ническими характеристиками: Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 34 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ Таблица 3 – Технические характеристики редуктора 1Ц2У-125 Крутящий момент на тихоходном валу, Н·м................................................................ 30 Передаточное число u ред................................................................................................................................................. 6 Максимально допустимая консольная нагрузка на входном валу P max , кН.............. ,6 Максимально допустимая консольная нагрузка на выходном валу P Tmax , кН.......... 0,5 Максимально допустимая консольная нагрузка на выходном валу в виде части зубчатой муфты P Mmax , кН............................................................................................... 6,0 Рисунок 11 - Двухступенчатый редуктор 3.9 Проверка электродвигателя по пусковому моменту Электродвигатели подъемных механизмов, как было указано выше, выбираются по мощности установившегося движения с постоянной скоростью подъема груза Vпод. В период же пуска двигателю приходится, кроме работы подъема, затрачивать энергию на ускорение груза и деталей механизма, нахо- дившихся до этого в состоянии покоя. Таким образом, в период пуска меха- низма электродвигатель должен развивать момент: Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 35 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ 𝑀 п = 𝑀 с + 𝑀 д = 𝑀 с + 𝑀 д ′ + 𝑀 д ′′ (57) где М с – статический момент для преодоления веса поднимаемого груза; М д – динамический момент для ускорения масс груза M д ’ и деталей механизма M д ’’. Формула (57) примет следующий вид: 𝑀 п = 𝑀 с + 𝑀 д ′ + 𝑀 д ′′ = 𝐺 · 𝐷 0 2 · 𝑖 п · 𝑖 0 · 𝜂 + 𝐺 · 𝐷 0 2 · 𝑛 дв 375 · 𝑖 п 2 · 𝑖 0 2 · 𝑡 п · 𝜂 + 𝑐 · 𝐺 · 𝐷 0 2 · 𝑛 дв 375 · 𝑡 п = = 1600 · 0,14 2 · 4 · 16 · 0,75 + 1600 · 0,14 2 · 900 375 · 4 2 · 16 2 · 3 · 0,75 + 1,25 · 1600 · 0,14 2 · 900 375 · 3 = = 33,67 кгм При неустановившемся движении груза в период пуска механизма ускорение в пусковой период и M д не постоянны, а действительный макси- мальный пусковой момент больше теоретического: 𝑀 п𝑚𝑎𝑥 ≈ 1,33 · 𝑀 п = 1,33 · 33,67 = 44,78 кгм (58) Коэффициент перегрузки двигателя в период пуска: 𝜑 = 𝑀 п𝑚𝑎𝑥 𝑀 ном = 44,78 4,33 = 10,342 ≤ 𝜑 доп (59) где M ном - номинальный момент, рассчитываемый по номинальной мощно- сти выбранного двигателя: Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 36 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ 𝑀 ном = 975 · 𝑁 ном 𝑛 дв = 975 · 40 900 = 4,33 кгм (60) Все электродвигатели обладают способностью развивать кратковре- менно моменты, большие M ном , но допускаемая степень их перегрузки φ доп за- висит от типа и конструкции двигателя и условий его работы; величины до- пускаемых коэффициентов кратковременной перегрузки приводятся в ката- ложных таблицах двигателей. 3.10 Выбор тормоза. Расчет тормозного момента Условия работы подъемных механизмов требуют наличия в них надежных устройств для удержания поднятого груза на весу, а также для плавного опускания его с регулируемой скоростью. Устройства этого рода, применяемые в краностроении, можно разбить на две группы: одни из них служат исключительно для удержания груза на весу, другие являются универ- сальными и используются как для удержания груза на весу, так и для регули- рования скорости его опускания. К первой группе устройств относятся храпо- вые механизмы и фрикционные остановы, ко второй – тормоза различных конструкций. Существенным недостатком простых колодочных тормозов является одностороннее нажатие колодки на тормозной шкив, которое вызывает изгиб вала и увеличивает реакции его подшипников. Поэтому в краностроении пре- имущественно применяются сдвоенные колодочные тормоза, представляющие собой систему из двух простых тормозов, связанных специальным механиз- мом, обеспечивающим одновременное прижимание обеих колодок к тормоз- ному шкиву и, соответственно, отход их от шкива. На рисунке 11 изображена схема одной из самых распространенных конструкций такого тормоза. Этот тормоз состоит из двух симметрично расположенных простых тормозов 1 и 2, верхние концы рычагов которых соединены тяговой 3 с винтовой стяжкой для Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 37 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ регулирования ее длины и угловым рычагом 4; к правому шарниру этого ры- чага прикреплена тяга 5, шарнирно связанная с рычагом 6. Шарниры О 2 и О 3 в большинстве случаев совмещаются в один для упрощения конструкции тор- моза. Для того, чтобы полностью разгрузить вал тормозного шкива от попе- речных усилий, нужно обеспечит равенство N 1 =N 2 Структура же рычажной системы тормоза предопределяет равенство усилий K 1 и K 2 Выполнение обо- их этих условий возможно только в следующих случаях: 1) при изогнутых тормозных рычагах при жестко прикрепленных ко- лодках; 2) при прямых рычагах при шарнирно укрепленных колодках. Расчет такого тормоза ведется следующим образом. По заданному мо- менту M т и принятому диаметру шкива D. Типоразмер тормоза подбирается следующим образом: P = 𝑀 т 0,5𝐷 (61) где Mт – тормозной момент, определяемый следующим образом: 𝑀 т = � 𝐺 · 𝐷 𝑜 · 𝜂 2 · 𝑖 п · 𝑖 0 + 𝐺 · 𝐷 0 2 · 𝑛 дв · 𝜂 375 · 𝑖 п 2 · 𝐸 0 2 · 𝑡 п + 𝑐 · 𝐺 · 𝐷 0 2 · 𝑛 дв 375 · 𝑡 п (62) 𝑀 т = � 1600 · 0,14 · 0,75 2 · 4 · 16 + 1600 · 0,14 2 · 900 · 0,75 375 · 4 2 · 16 2 · 3 + + 1,25 · 1600 · 0,14 2 · 900 375 · 3 = 32,5 кгм Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 38 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ По тормозному моменту M т выбирается тормозной шкив и двухколо- дочный тормоз с электромагнитом. Подставляя соответствующие значения в (61 ) имеем: P = 32,5 0,5 · 0,14 = 464,285 кг Примем тормоз переменного тока типа ТКТГ с электрогидротолкате- лем ТКТГ-200 (рисунок 12). Рисунок 12 - Тормоз колодочный В таблице 4 приведены основные характеристики тормозов ВНИИПТ- МАШ переменного тока типа ТКТГ с электрогидротолкателем. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 39 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ Таблица 4 – Характеристика тормозов Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 40 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ 4 Расчет механизма перемещения крановой тележки 4.1 Кинематическая схема механизма передвижения Кинематическая схема механизма передвижения крановой тележки изображена на рисунке 2. 4.2 Статическая нагрузка на ходовом колесе Максимальную (в нагруженном состоянии) статическую нагрузку на ходовое колесо тележки P ст следует определять с учетом коэффициента не- равномерности нагружения колес – в нагруженном состоянии умножать на k=1,1. Вес тележки можно принять G т =(0,25…0,35)G. 𝐺 т = 0,3 · 1600 = 480 кг (62) Статическая нагрузка на колеса: 𝐺 ст = (𝐺 + 𝐺 т ) · 𝑘 4 = (1600 + 480) · 1,1 4 = 572 кг (63) Выбираем при нагрузке 17 кН диаметр ходового колеса D k =250 мм. Выбираем типоразмер ходового колеса Р24 ГОСТ 6368-82. 4.3 Тип рельса и его крепление Крановые рельсы типа КР имеют стенку повышенной толщины и более широкую опорную поверхность по сравнению с железнодорожными рельсами типа P, поэтому допускают большую нагрузку и обеспечивают более равно- Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 41 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ мерную передачу ее на верхний пояс опорной балки. Рельсы этого типа пред- почтительны для кранов большой грузоподъемности, примем рельса КР 70. 4.4 Проверочный расчет колеса и рельса на прочность Размеры колес и рельсов проверяются по напряжениям смятия, возни- кающим на площадках соприкосновения колеса с рельсом. Для стальных цилиндрических колес и рельсов с плоской головкой: 𝜎 см = 600 · � 𝐺 𝑚𝑎𝑥 · 𝑐 1 · 𝑐 2 𝑏 0 · 𝑅 ≤ [𝜎 см ] (64) где G max – наибольшая нагрузка колеса в кг; с 1 =1,2 – коэффициент, учитывающий режим работы механизма; c 2 – скоростной коэффициент; R =12,5 см – радиус колеса; b 0 =7 см – полезная ширина рельса; [ σ см ]=7500 кг/см 2 – допускаемое напряжение местного смятия. Подставляя данные в (64) получаем: 𝜎 см = 600 · � 1628,2 · 1,2 · 1,0052 7 · 12,5 = 2843,14 кг см2 ≤ [7500] кг см2 Для приближенного расчета ходовых колес можно пользоваться упро- щенной формулой: 𝑝 = 𝐺 𝑚𝑎𝑥 · 𝑐 1 · 𝑐 2 𝑑 0 · 𝐷 ≤ [𝑝] (65) Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 42 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ где p – условное удельное давление на 1 см 2 проекции полезной рабочей поверхности колеса. Допускаемые значения p для стальных колес p доп =50...60 кг/см 2 Под- ставив данные в (64), получим: 𝑝 = 1628,2 · 1,2 · 1,0052 5,5 · 25 = 14,28 кг см 2 ≤ [60] кг см 2 (условие выполнено) 4.5 Выбор электродвигателя и редуктора Моменты М т и М м являются исходными величинами для расчета меха- низмов передвижения тележки и моста крана. 𝑁 = 𝑀 · 𝑛 𝑘 97500 · 𝜂 0 (66) где M – суммарный момент на ходовых колесах; n k – число оборотов колес в минуту, определяемое по заданной скоро- сти v в м/мин движения тележки или моста крана и диаметру колес D k : 𝑛 𝑘 = 𝑣 𝜋 · 𝐷 𝑘 = 15,6 3,14 · 0,36 · 13,8 об мин (67) 𝑁 = 27264,67 · 13,8 97500 · 0,85 = 4,54 кВт Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 43 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ Расчетная мощность двигателей механизмов передвижения, опреде- ленная с учетом инерционных нагрузок, должна удовлетворять условию N p ≥N ст . При этом: 𝑁 ст = 𝑊 ст · 𝑣 т 102 · 𝜂 м = 1095,34 · 0,26 102 · 0,85 = 3,28 кВт (68) 4,54 ≥ 3,28 − условие выполнено По каталогу электродвигателей предварительно выбираем электродви- гатель с фазовым ротором типа MTF 112-6 мощностью N=5,8 кВт (при ПВ=25%), n=915 мин -1 ( ω=95,77 рад/с), I p =0,069 Н·м·с 2 , М пmax =140 Н·м. Определим частоту вращения колеса: 𝑛 к = 60 · 𝑣 т 𝜋 · 𝐷 к = 60 · 0,28 3,14 · 0,25 = 19,92 мин −1 (69) Расчетное передаточное число редуктора: 𝑢 р = 𝑛 𝑛 к = 915 19,87 = 46,04 (70) По каталогу принимаем редуктор типа ВКН-280 (с передаточным чис- лом u р ; схемой сборки 1). Фактическая частота вращения колеса: 𝑛 к.ф. = 𝑛 𝑢 р = 915 50 = 18,3 мин −1 (71) Фактическая скорость передвижения тележки с номинальным грузом: Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 44 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ 𝑉 т.ф. = 𝜋 · 𝐷 к · 𝑛 к.ф. 60 = 3,14 · 0,25 · 18,3 60 = 0,24 м с (72) Минимальное время пуска двигателя незагруженной тележки: 𝑡 пх = 𝑉 т.ф. 𝑎 п.𝑚𝑎𝑥 (73) где a п.max – максимально допустимое ускорение незагруженной тележки. Для обеспечения запаса сцепления (к сц =1,2 ) при пуске незагруженной тележки ускорение ее должно быть не более значения, вычисленного по фор- муле: 𝑎 п.𝑚𝑎𝑥 = � 𝑛 пр 𝑛 к · � 𝜑 𝑘 сц + 𝑓 · 𝑑 𝐷 𝑘 � − 2 · 𝜇 + 𝑓 · 𝑑 𝐷 𝑘 · 𝑘 𝑝 � · 𝑔 (74) где φ=0,2 – коэффициент сцепления ведущего колеса с рельсом; n k – общее число ходовых колес; n пр – число ведущих колес. Подставив данные в (74), получим: 𝑎 п.𝑚𝑎𝑥 = � 2 4 · � 0,2 1,2 + 0,2 · 0,07 0,25 � − 2 · 0,0003 + 0,2 · 0,07 0,25 · 2� · 9,81 = 0,55 м с 2 𝑡 пх = 0,24 0,55 = 0,44 с Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 45 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ 5 Расчет валов Этот расчет выполним как проектный для предварительного определе- ния диаметра вала. Расчет ведем на чистое кручение по пониженным допуска- емым напряжениям без учета влияния изгиба. Диаметр вала под ступицей муфты или колеса в мм определяем по формуле: 𝑑 ≥ � 16 · М к 𝜋 · [𝜏 к ] 3 (75) где |