записка. Курсовой проект по дисциплине Подъемнотранспортные машины Кнкэ 4000 00. 00. 000 Пз пояснительная записка

• Название: Курсовой проект по дисциплине Подъемнотранспортные машины Кнкэ 4000 00. 00. 000 Пз пояснительная записка
• Дата: 23.10.2022
• Размер: 1.17 Mb.
• Имя файла: записка.docx
• Тип: Курсовой проект; #749993
• страница: 3 из 4

Требуемый ход электромагнита при отходе колодок:

мм, (1.41)

где  = 0,6 мм – величина зазора при отходе колодок.

В соответствии с величиной Р_м производится выбор тормозного электромагнита. На величину хода h регулируется электромагнит типа МИС-5100.

1.2.8.Выбор грузоупорного тормоза. Грузоупорный тормоз (рис. 1.8)
установлен на втором (тихоходном) валу редуктора.

Угол подъёма трёхзаходной резьбы тормозного вала

, (1.42)

где а₃ = 3 – число заходов резьбы;
d_ср= (80+70)/2 = 75 мм – средний диаметр резьбы;
t = 14 мм – шаг резьбы.



Рисунок 1.8. Схема грузоупорного тормоза.

Осевая сила, возникающая при торможении и зажимающая фрикционные кольца тормоза:

Н, (1.43)

где r = 3,75 см – средний радиус винтовой резьбы;
 = 2 – 3 – угол трения резьбы при работе в масляной ванне;
f = 0,12 – коэффициент трения вальцованной ленты по стали (в масле);
R_с = 12,25 см – средний радиус поверхности трения.

Тормозной момент грузоупорного тормоза

Нм, (1.44)

где n = 2 – число пар трущихся поверхностей.

Тормозной момент должен удовлетворять следующему условию

Нм, условие выполнено.

Надёжность удерживания груза в подвешенном состоянии обеспечивается при соблюдении зависимости

. (1.45)

В рассматриваемом случае

,

.

Движущийся вниз груз остановится при условии

, (1.46)

< .

Следовательно, тормоз сможет обеспечить остановку и надежное
удержание груза.

1.2.9. Расчет крюковой подвески. В крюковой подвеске используется крюк однорогий №12 (1.2.1). В качестве материала для траверсы крюка, оси блока и щек используем Сталь 20 ( , ).

Расчет траверсы крюка

Изгибающий момент в центральном сечении траверсы (расчетная схема – рис. 1.9, а, б)

Нм. (1.47)



а – схема нагружения траверсы; б – разрез траверсы.

Рисунок 1.9. К расчету траверсы крюка.

_{Момент сопротивления сечения}

см³. (1.48)

_{Напряжение изгиба}

< . (1.49)

Напряжение смятия между цапфой траверсы и щекой подвески (рис. 1.10)

< , (1.50)

где d – диаметр цапфы, d=50 мм;
– толщина щеки, =10 мм.

Расчет оси блока

Расчетная схема оси блока аналогична схеме, изображенной на рис. 1.9 а.

_{Момент сопротивления сечения}

см³. (1.51)

_{Напряжение изгиба}

< .

Подшипник траверсы

Расчет упорного подшипника ведется по статической нагрузке. Установлен шариковый, упорный подшипник 8108 особо легкой серии по ГОСТу 7872-89. Допустимая статическая нагрузка С₀ = 53 кН. Фактическая нагрузка на подшипник Q = 40 кН.

Радиальные подшипники вращающегося блока

Частота вращения блока крюковой подвески

, (1.52)

_.

Условие выбора подшипника по динамической грузоподъемности:

_,

где – требуемая динамическая грузоподъемность (формула 1.27).

– паспортная динамическая грузоподъемность.

,

где – ресурс работы подшипника, млн. об;

– для шариковых подшипников.

Определяем ресурс работы подшипника (формула 1.28):



где ч – время работы подшипников при группе режима
работы А1 [4].

Подставляя полученные значения в формулу 1.28, получим:



_{При двух подшипниках в блоке, принимая, что на один подшипник приходится 0,6 общей нагрузки, имеем:}



Из конструктивных соображений установим шариковые радиальные подшипники 310 средней серии ГОСТ 8338-75 (С=61,8 кН, С_о=36 кН)

Условие по динамической грузоподъемности выполняется

кН кН;

Проверим подшипник по статической грузоподъемности:

,

кН;

Условие статической грузоподъемности выполняется

кН кН.

Расчет щеки подвески

Щека изготовлена из полосовой стали толщиной = 10 мм. При расчете
разгружающее влияние стального кожуха подвески не учитывается.



Рисунок 1.10. К расчету щеки подвески.

Среднее напряжение растяжения в сечении а – а (рис. 1.10):

, (1.53)

<sub>Максимальное напряжение в отверстии щеки проверяется по формуле Лямэ

,</sub> , (1.54)

где P_ср – среднее давление между цапфой траверсы и щекой.

. (1.55)



1.3 Расчёт механизма передвижения

Полное сопротивление передвижению электротали равняется сопротивлению от трения при движении.

Сопротивление движению от трения:

, (1.56)

где G₀ = 5000 Н – вес электротали [3].

Н.

Полное статическое сопротивление передвижению электротали:

Н.

Статическая мощность для перемещения тележки с грузом:

кВт, (1.57)

где - КПД передачи при полной нагрузке, принимаемый 0,85.

Принимаем двигатель 4АС71А4У3 – трёхфазный асинхронный короткозамкнутый встраиваемый с параметрами N_дв = 0,6 кВт, I­­_р = 0,0086 кгм², n_дв = 1350 мин^-1.

Частота вращения ходового колеса:

мин^-1. (1.58)

где D_k = 120 мм – диаметр ходовых колес.

Передаточное число редуктора:

.

Фактическое передаточное число:

.

Кинематическая схема механизма передвижения приведена на рис. 1.9.



Рисунок – 1.11. Кинематическая схема механизма передвижения

Проектный расчет зубчатой передачи проведем в программном комплексе КОМПАС-GEARS. Исходными данными к расчету являются: крутящий момент, частота вращения, передаточное число и ресурс передачи (согласно группе режима работы).

Результаты расчетов приведены в приложении (таблица А1 – А4).

Фактическая скорость передвижения тележки:

, (1.59)



Номинальный момент двигателя:

Нм.
Статический момент при нагруженной тележке:

, (1.60)

Нм

Момент двигателя при пуске:

Нм.

Максимальный момент электродвигателя при пуске:

Нм.

Средний пусковой момент:

Нм.

Приведённый момент инерции тележки механизма передвижения с грузом:

, (1.61)

где кгм².

кгм².

Расчет тормозного момента и выбор тормоза.

Максимально допустимое замедление при торможении:

, (1.62)

где z_пр = 2 – число приводных колёс;
z = 4 – общее число колёс;
 = 0,2 – коэффициент сцепления колеса с рельсом для механизмов, работающих в закрытых помещениях;
k_ = 1,2 – коэффициент запаса сцепления;
= 0,015 – коэффициент трения в опорах вала ходового колеса;
d = (0,25-0,3)D_k – диаметр вала (оси) ходового колеса, d =0,04м;
= 0,0004 – коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам.

м/с².

Время торможения:

(1.63)

Сопротивление при торможении тельфера без груза:

(1.64)



Статический момент приведенный к валу двигателя:

(1.65)



Динамический момент при торможении приведенный к валу двигателя:

, (1.66)



Тогда, тормозной момент:

(1.67)

Выбираем тормоз ТКТ-100 с наибольшим тормозным моментом Т_Т=20 Н·м и регулируем его на требуемый тормозной момент. Регулировка осуществляется за счет изменения длины пружины, обеспечивающей прижатие колодок к тормозному шкиву.

1.4 Расчет механизма поворота

Исходные данные: грузоподъемность m_гр=4 т; вес тележки G_тел= 5000 Н; вес стрелы G_с= 13200 Н (см. раздел 3); вес поворотной колонны G_пк= 83600 Н (см. раздел 3); диаметр поворотной колонны D_кол= 0,7 м (см. раздел 3); масса подвески m_под= 36,4 кг; вылет максимальный L=5,5 м; вылет минимальный L_min=1,2 м; частота вращения крана – 1,4 об/мин; группа классификации механизма – М1 (А1). Схема к расчету представлена на рисунке 1.12.



Рисунок 1.12 – Схема к расчету механизма поворота.

Сила тяжести груза и подвески Н.

Нагрузки на опоры:

вертикальная сила, приходящаяся на опорный подшипник,

Н;

горизонтальная реакция

Н.

Предварительно принимаем: диаметр подшипника качения в нижней опоре d = 450 мм; приведенный диаметр сферического шарикоподшипника
d₁ = 220 мм; приведенный диаметр упорного шарикоподшипника
d₂ = 120 мм; приведенный коэффициент трения в подшипниках качения f= 0,03.

Момент сил трения в опорах:

(1.68)



Время пуска

с. (1.69)

Момент инерции медленно поворачивающихся частей крана и груза

(1.70)

кг∙м².

Момент сил инерции

Н∙м. (1.71)

Суммарный момент

Н∙м.

Мощность двигателя

кВт.

Выбираем двигатель типа МТF 011–6, имеющий параметры N = 2 кВт при ПВ = 15%, n = 800 об/мин, М_пуск = 39 Н∙м, М_ном = 24 Н∙м, I_p = 0,021 кг∙м².

Передаточное число



Принимаем передаточное число открытой передачи u_оп=10, тогда передаточное число червячного редуктора:



Кинематическая схема механизма поворота представлена на рисунке 1.13.


Рисунок 1.13 – Кинематическая схема механизма поворота.

_{Расчет открытой зубчатой передачи}

Для расчета открытой зубчатой передачи на усталостную поверхностей зубьев определяются эквивалентные нагрузки – моменты, действующие на зубчатое колесо и шестерню.

Момент, действующий на колесо во время пуска

(1.72)

Момент действующий на колесо в период установившегося движения



Момент, действующий на колесо во время торможения предварительно примем [6]

(1.73)

Угол поворота крана за время пуска

(1.74)

Допустимый путь торможения ( угол торможения) для кранов, с продолжительностью включения ПВ = 15%, грузоподъемностью которых не зависит от вылета, не должен превышать

Время торможения в этом случае составляет





Рисунок 1.14 – График загрузки механизма поворота

Угол поворота крана за время установившегося движения



Время поворота крана при установившемся движении



Полное время цикла



Доли работы открытой передачи во время полного цикла

(1.75)





_{Эквивалентный момент на зубчатом колесе при постоянном числе оборотов определяется по графику загрузки (рис. 1.14)}

(1.76)



Эквивалентный момент на шестерне

(1.77)

Проектный расчет зубчатой передачи проведем с использованием ЭВМ в программном комплексе КОМПАС-GEARS.

Результаты расчетов приведены в приложении (таблица А9 – А10).

_Расчет червячной передачи

Момент сил трения, приведенный к валу двигателя

(1.78)

Момент сил инерции на валу червяка

(1.79)

_где (1.80)

(1.81)

где Iмуфты = 0,023 кгм2.



Суммарный момент на валу червяка



<sub>Расчетный момент на валу червячного колеса



Дальнейший расчет червячной передачи производится на ЭВМ в программе КОМПАС-GEARS.

Результаты расчетов приведены в приложении (таблица</sub> А7).

Кроме того, прочность передачи относительно предела текучести проверяется по моменту, передаваемому фрикционной муфтой предельного момента с коэффициентом перегрузки 1,2:



_{Муфта предельного момента}

Муфта предельного крутящего момента рассчитывается по передаваемому моменту . Схема муфты изображена на рисунке 1.15.



Рисунок 1.15 – Схема фрикционной муфты

Средний радиус поверхности трения дисков



где - наружный радиус диска;

- внутренний радиус диска.

Осевое усилие сжатия, необходимое для передачи момента

, (1.82)

где z – число пар трения.

Давление на поверхностях трения

(1.83)

Рабочая нагрузка на пружину

(1.84)

_{где zп – число пружин.}

Допустимая предельная нагрузка на пружину

, (1.85)

где - диаметр проволоки;

- средний диаметр пружины;

- допустимое напряжение кручения для стали 60С2;

- коэффициент, учитывающий отношение .

Прогиб пружины при предельной нагрузке

(1.86)

где - модуль сдвига;

- число рабочих витков пружины.

Прогиб пружины при рабочей нагрузке

(1.87)

Выбор тормоза

Тормозной момент определяется по формуле

_, (1.88)

где - момент сил инерции приведенный в валу двигателя;

Н∙м. (1.89)

Н∙м.

Выбираем тормоз ТКП–100 с тормозным моментом 20 Н∙м и регулируем на требуемый тормозной момент.