РАСЧЕТ КОЗЛОВОГО КРАНА. РАСЧЕТ. 1 Введение 2 2 Исходные данные 3
 Скачать 133 Kb.
|
|
1 Содержание 1 Введение 2 2 Исходные данные 3 3 Расчёт механизма подъема груза 4 4 Расчёт механизма перемещения крана 10 5 Расчёт механизма перемещения тележки 14 6 Выбор приборов безопасности 18 7 Литература 19 Введение Козловые краны применяют для обслуживания открытых складов и погрузочных площадок, монтажа сборных строительных сооружений и оборудования, промышленных предприятии, обслуживания гидротехнических сооружений, перегрузки крупнотоннажных контейнеров и длинномерных грузов. Козловые краны выполняют преимущественно крюковыми или со специальными захватами. В зависимости от типа моста, краны делятся на одно- и двухбалочные. Грузовые тележки бывают самоходными или с канатным приводом. Грузовые тележки двухбалочных кранов могут иметь поворотную стрелу. Опоры крана устанавливаются на ходовые тележки, движущиеся по рельсам. Опоры козловых кранов выполняют двухстоечными равной жёсткости, или одну -жёсткой, другую -гибкой(шарнирной). Для механизмов передвижения козловых кранов предусматривают раздельные приводы. Приводными выполняют не менее половины всех ходовых колёс. Обозначение по ГОСТ : Кран козловой 540-33 ГОСТ 7352-75 Исходные данные. Таблица № 1.
Расчет механизма подъема груза. Механизм подъёма груза предназначен для перемещения груза в вертикальном направлении. Он выбирается в зависимости от грузоподъёмности. Привод механизма подъёма и опускания груза включает в себя лебёдку механизма подъёма. Крутящий момент, создаваемый электродвигателем передаётся на редуктор через муфту. Редуктор предназначен для уменьшения числа оборотов и увеличения крутящего момента на барабане. Барабан предназначен для преобразования вращательного движения привода в поступательное движение каната. Усилие в канате набегающем на барабан, H: Fб=Qg/zun0=8000*9,81/2*2*0,99=19818 где: Q-номинальная грузоподъемность крана, кг; z - число полиспастов в системе; un – кратность полиспаста; 0 – общий КПД полиспаста и обводных блоков; Поскольку обводные блоки отсутствуют, то 0=п=(1 - nблUп)/un(1-бл)=(1-0,982)/2*(1-0,98)=0,99 Расчетное разрывное усилие в канате при максимальной нагрузке на канат Fк=Fб=19818 Н и k=5,5 FFк*k=19818*5,5=108999 Н где: Fк – наибольшее натяжение в канате (без учета динамических нагрузок), Н; k – коэффициент запаса прочности (для среднего режима работы k=5,5). Принимаем канат по ГОСТ 2688 – 80 двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6х19(1+6+6/6+1 о.с) диаметром 15 мм имеющий при маркировочной группе проволок 1764 Мпа разрывное усилие F=125500 Н. Канат – 11 – Г – 1 – Н – 1764 ГОСТ 2688-80 Фактический коэффициент запаса прочности: kф=F/Fб=125500/19818=6,33>k=5,5 Требуемый диаметр барабана по средней линии навитого стального каната, мм Dd*e=15*25=375 где: d – диаметр каната е – коэффициент зависящий от типа машины, привода механизма и режима работы машины механизма. Принимаем диаметр барабана D=400 мм. Длина каната навиваемого на барабан с одного полиспаста при z1=2 и z2=3, м: Lк=H*Uп+*D(z1+z2)=9*2+3,14*0,4(2+3)=24,28 где: Н – высота поднимаемого груза; Uп – кратность полиспаста; D – диаметр барабана по средней линии навитого каната; z1 – число запасных ( неиспользуемых ) витков на барабане до места крепления: (z1=1,5…2) z2 – число витков каната, находящихся под зажимным устройством на барабане: z2=3…4. Рабочая длина барабана, м: Lб=Lk*t/*m(m*d+D)*=24,28*0,017/3,14*1(1*0,015+0,4)=0,239 где: Lк – длина каната, навиваемого на барабан; t – шаг витка; m – число слоев навивки; d – диаметр каната; - коэффициент не плотности навивки; для гладких барабанов; Полная длина барабана, м: L=2Lб+l=2*0,444+0,2=1,088 Толщина стенки литого чугунного барабана должна быть, м: min=0,02Dб+(0,006…0,01)=0,02*0,389+0,006…0,01=0,014 =0,018 Принимаем =16 мм. Dб=D – d=0,4 – 0,015=0,385 м. Приняв в качестве материала барабана чугун марки СЧ 15 (в=650 Мпа, [сж]=130 Мпа) найдем напряжения сжатия стенки барабана: сж=Fб/t[сж] = 19818/17*10-3*16*10-3 = 72,86 Мпа<130 М где: Fб – усилие в канате, Н; t – шаг витков каната на барабане, м; [сж] – допускаемое напряжение сжатия для материала барабана; Статическая мощность двигателя при = 0,85, кВт: Pc=Q*g*vг/103*=8000*9,81*0,2/1000*0,85=18,46 где: Q – номинальная грузоподъемность, кг; vг – скорость подъема груза, м/с; - КПД механизма Номинальная мощность двигателя принимается равной или несколько меньше статической мощности. Из таблицы III.3.5 выбираем крановый электродвигатель с фазным ротором MTF – 311 – 6 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Рном=13 кВт и частоту вращения n=935 мин-1. Момент инерции ротора Ip=0,225 кг*м2 максимальный пусковой момент двигателя Тmax=320 H*м. Частота вращения барабана (мин-1): nб=60vг*Uп/*Dрасч=60*0,2*2/3,14*0,4=19,1 где: Uп – кратность полиспаста; Dрасч – расчетный диаметр барабана, м. Общее передаточное число привода механизма: U=n/nб=935/19,1=148,93 Расчетная мощность редуктора на быстроходном валу, кВт: Рр=kр*Р = 1*18,46=18,46 где: kр – коэффициент, учитывающий условия работы редуктора; Р – наибольшая мощность передаваемая редуктором при нормально протекающем процессе работы механизма. Из таблицы III.4.2 по передаточному числу и мощности выбираем редуктор цилиндрический, двухступенчатый, горизонтальный, крановый типоразмера Ц2 – 400 с передаточным числом Uр =50,94 и мощностью на быстроходном валу при среднем режиме работы Рр = 19,4 кВт Момент статического сопротивления на валу двигателя в период пуска с учетом того, что на барабан навиваются две ветви каната при б=0,94 и пр=0,9 (ориентировочно), Н*м: Тс=Fб*z*Dбг/2u*б*пр=19818*2*0,4/2*50,94*0,94*0,9=183,94 Номинальный момент передаваемый муфтой принимается равным моменту статических сопротивлений Тмном=Тс=135 Н*м. Номинальный момент на валу двигателя Н*м: Тном=9550Р/n=9550*13/935=132,78 Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м: Тм=Тмном*k1*k2=183,94*1,3*1,2=286,94 Выбираем по таблице 5.9 втулочно–пальцевую муфту №1 с тормозным шкивом диаметром Dт=200 мм, и наибольшим передаваемым крутящим моментом 500 Н*м. Момент инерции муфты Iм=0,125 кг*м2. Момент инерции ротора и муфты I=Iр+Iм=0,225+0,0125=0,35 кг*м2 Средний пусковой момент двигателя при =1,4, Н*м: Тпуск=Тср.п=(max+min)*Tном/2=(2,41+1,4)*132,78/2=252,9 где: max=Tмах/Тном=320/132,78=2,41 min- минимальная кратность пускового момента электродвигателя: min=1,1…1,4 Тмах- максимальный пусковой момент двигателя, Н*м, Тном- номинальный момент двигателя, Н*м, Время подъема и опускания груза tп=(*I*n/9,55(Тср.п-Тс))+9,55*Q*v2/n((Тср.п-Тс)*= =(1,1*0,35*935/9,55(252,94-183,94))+ +9,55*8000*0,1942/935(252,94-183,94)=1,14 где: Тср.п – средний пусковой момент двигателя, Н*м Тс – момент статического сопротивления соответственно на валу двигателя при пуске. Фактическая частота вращения барабана по формуле, мин-1: nбф=n/uр=935/50,94=18,354 Фактическая скорость подъема груза, м/с: vгф=*Dрасч*nбф/60uп=3,14*0,4*18,54/60*2=0,194 где: uп – кратность полиспаста Dрасч- расчетный диаметр барабана Эта скорость отличается от ближайшего значения 0,2 м/с из стандартного ряда на допустимую величину. Ускорение при пуске, м/с2: а=vгф/tп=0,194/1,14=0,17 Рис. 1. Усредненный график загрузки механизма подъема 0 0,2 0,4 0,6 0,8 Из графика усредненной загрузки механизма определим моменты, развиваемые двигателем, и время его пуска при подъеме и опускании груза в различные периоды работы механизма. Согласно графику, за время цикла (подъем и опускание груза) механизм будет работать с номинальным грузом Q=8000 кг – 1 раз. 0,5Q=4000 кг – 5 раз. 0,2Q=1600 кг – 1 раз. 0,05Q=400 кг – 3 раза. Таблица № 2. – Моменты, развиваемые двигателем, и время его пуска
В таблице избыточный момент при опускании груза – сумма среднего пускового момента двигателя и момента статических сопротивлений механизма при опускании груза. Средняя высота подъема груза составляет 0,5…0,8 номинальной высоты Н=9м. Примем Нср=0,8*Н=0,8*9=7,2 м. Время установившегося движения, с: ty=Нср/vг=7,2/0,194=37,11 Сумма времени пуска при подъеме и опускании груза за цикл работы механизма, с: tп=1,14+5*0,34+1*0,27+3*0,22+0,09+5*0,11+1*0,13+3*0,14=4,96 Общее время включений двигателя за цикл с: t=2(1+5+1+3)*ty+tп=2*10*37,11+4,96=747,16 Среднеквадратичный момент Н*м Тср=  = (252,942*4,96+(1832+5*972+452+3*142+1402+5*702+282+3*6,92)/747,16)=52,3 где: tп – общее время пуска механизма в разные периоды работы с различной нагрузкой, с; Т2сty – сумма произведений квадрата моментов статических сопротивлений движению при данной нагрузке на время установившегося движения при этой нагрузке. t – общее время включения электродвигателя за цикл, с. Среднеквадратическая мощность двигателя, кВт; Рср=Тсрп/9550=52,3*935/9550=5,12 кВт где: Тср – среднеквадратичный момент преодолеваемый электродвигателем. Во избежание перегрева электродвигателя необходимо, чтобы развиваемая двигателем среднеквадратичная мощность удовлетворяла условию Рср Рном 13 5,12 – условие соблюдается Момент статического сопротивления на валу двигателя при торможении механизма, Н*м: Тс=Fб*z*Dбг*б*т /2uт =19818*2*0,4*0,98*0,85/2*50,94=129,63 где: т – КПД привода от вала барабана до тормозного вала; uт – общее передаточное число между тормозным валом и валом барабана. Необходимый по нормам Госгортехнадзора момент, развиваемый тормозом при kт=1,75*Тт=1,75*129,63=226,852 Н*м. Из таблицы III.5.11 выбираем тормоз ТКТ – 300/200 с тормозным моментом 240 Н*м, диаметром тормозного шкива Dт=300 мм. Регулировкой можно получить требуемый тормозной момент Тт=240 Н*м. У механизма подъема груза фактическое время торможения при опускании, с: tп=(*I*n/9,55(Тт-Тс))+9,55*Q*v2/n((Тт-Тс)*= =(1,1*0,35*935/9,55(226-129))+(9,55*8000*0,1942*0,85/935(226-129)=0,41 Для среднего режима работы находим путь торможения механизма подъема груза, м: S=vгф/1,7=0,194/1,7=0,11 Время торможения в предположении что скорости подъема и опускания груза одинаковы, с: tтmax=S/0,5vгф=0,11/0,5*0,194=1,17>tт=0,54 Замедление при торможении, м/с2: ат=vгф/tт=0,194/0,41=0,47 Расчет механизма передвижения крана. Механизм передвижения крана служит для перемещения крана по рельсам. Найдем рекомендуемый диаметр ходовых колес Dк=720 мм. Коэффициент качения ходовых колес по рельсам =0,0006 м. Коэффициент трения в подшипниках качения ходовых колес f=0,02. Диаметр вала цапфы ходового колеса, мм: Dк=0,2*720=144. Примем также kр=2,5 Общее сопротивление передвижению крана, Н: Fпер=Fтр=kp(m+Q)g(fdk+2)/Dk=2,5(22000+8000)* 9,81(0,020*0,14+2*0,0006)/0,720=4087,5 Статическая мощность привода при = 0,85, кВт: Pc=Fпер*vпер/103*=4087*1,6/1000*0,85=7,693 где: Fпер – сопротивление передвижению крана, кг; vпер – скорость передвижения крана, м/с; - КПД механизма Т.к привод механизма передвижения крана раздельный, то выбираем двигатель приблизительно в два раза по мощности меньше расчетной. Из таблицы III.3.5 выбираем крановый электродвигатель MTF – 111 – 6 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Рном=4,1 кВт и частоту вращения n=870 мин-1. Момент инерции ротора Ip=0,048 кг*м2. Номинальный момент на валу двигателя Н*м. Тном=9550Р/n=9550*4,1/870=44,7 Частота вращения вращения ходового колеса (мин-1): nб=60vпер/*Dк=60*1,6/3,14*0,720=42,16 где: vпер – скорость передвижения крана; Dк – расчетный диаметр колеса, м. Требуемое передаточное число привода: U=n/nк=870/42,46=20,48 Поскольку в приводе механизма перемещения крана должно быть установлено два одинаковых редуктора. Выбираем редуктор типа ВК – 475 передаточное число up=19,68 и Pр=8,3 кВт. Номинальный момент передаваемый муфтой двигателя, Н*м Тм=Тс=FперDк/2uр=2043*0,720/2*19,68*0,85=43,98 Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м: Тм=Тмном*k1*k2=43,98*1,2*1,2=62,3 Выбираем по таблице III.5.6 втулочно – пальцевую муфту c крутящим моментом 63 Н*м с диаметром D=100 мм, Момент инерции муфты, кг*м2: Iм=0,1*m*D2=0,1*2*0,1=0,002 Фактическая скорость передвижения крана, м/с: vперф=vпер*u/up=1,6*20,48/19,68=1,66 – отличается от стандартного ряда на допустимую величину. Примем коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами =0,12 коэффициент запаса сцепления k=1,1. Вычисляем максимально допустимое ускорение крана при пуске в предположении, что ветровая нагрузка Fp=0, м/с2 amax=[(zпр((/k)+(f*dk/Dk))/z)-(2+f*dk)kp/Dk)*g= =(2((0,12/1,1)+(0,02*0,144/0,720))/4- -(2*0,0006+0,02*0,144)*2,0/0,720)*9,81=0,66 где: zпр- число приводных колес; z – общее число ходовых колес; - коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами: при работе на открытом воздухе =0,12 f – коэффициент трения (приведенной к цапфе вала) в подшипниках опор вала ходового колеса - коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам м; dk – диаметр цапфы вала ходового колеса, м: kp – коэффициент, учитывающий дополнительное сопротивления от трения реборд ходовых колес Средний пусковой момент двигателя, Н*м: Тср.п=(max+min)*Tном/2=(2,25+1,1)*43,98/2=93,66 где: min- минимальная кратность пускового момента электродвигателя: min=1,1…1,4 Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления, с: tдоп=v/amax=1,66/0,66=2,515 Момент статических сопротивлений при работе крана без груза, Н*м: Тс=F’перDк/2uр=2445,96*0,72/2*19,68*0,85=52,6 Момент инерции ротора двигателя Iр=0,048 кг*м2 и муфты быстроходного вала Iм=0,002 I=Ip+Iм=0,048+0,002=0,050 кг/м2 Фактическое время пуска механизма передвижения без груза, с: tп=(*I*n/9,55(Тср.п-Тс))+9,55*Q*v2/n((Тср.пТс)*= =(12*0,05*870/9,55(93,66-52,6))+9,55*11000*1,662/870(93,66- 52,6)*0,85=7,95 с Фактическое ускорение крана без груза, м/с2 аф=Vпер/tп=1,66/7,95=0,208 Проверяем суммарный запас сцепления. Для этого найдем: А) суммарную нагрузку на привод колеса без груза, Н: Fпр=m*zпр*g/z=2*22000*2*9/4=107910 Б) сопротивление передвижению крана без груза, Н: F’пер=kp*m*g(f*dk+2)/Dk=2*22000*9,81*(0,02*0,144+2*0,0006)/0,720= = 2445,96 Определим фактический запас сцепления: k=Fпр*/F’пер+mg((a/g)-zпр*f*dk/z*Dk)= =107910*0,12/2445,96+22000*9,81((0,208/9,81)-2*0,02*0,144/4*0,72)=1,34>1,2 Определение тормозных моментов и выбор тормоза. Максимальное допустимое замедление крана при торможении, м/с2: amaxт=((zпр((/k)-(f*dk/Dk))/z)+(2+f*dk)/Dk)*g=((2((0,12/1,1)-(0,02*0,144/0,720))/4)+(2*0,0006+0,02*0,144)/0,720)*9,81=0,571 По таблице принимаем амахт=0,15 м/с2 Время торможения крана без груза, с: tt=Vфпер/амахт=1,66/0,15=11,06 Сопротивление при торможении крана без груза, Н: Fтрт=mg(f*dk+2)/Dk=22000*9,81(0,02*0,144+2*0,0006)/0,720=1222,98 Момент статических сопротивлений на тормозном валу при торможении крана, Н*м: Тст=Fттр*Dk*/2*up=1222,98*0,720*0,85/2*19,68=19,01 Момент сил инерции при торможении крана без груза, Н*м: Тинт=(*I*n/9,55*tт)+9,55*m*v2*/n*tт= =(1,2*0,05*870/9,55*11,06)+9,55*22000*1,662*0,85/870* *11,06=51,63 где: tт- время торможения механизма, с: Расчетный тормозной момент на валу тормоза, Н,м: Трт=Тинт – Тст=51,63-11,06=40,57 Из таблицы III 5.13 выбираем тормоз типа ТКГ – 160 с диаметром тормозного шкива Dт=160 мм и наибольшим тормозным моментом Тт=100 Н*м, который следует отрегулировать до Тт=41 Н*м. Минимальная длина пути торможения, м: S=V2/R=1,662/0,9=3,06 Фактическая длина пути торможения, м: Sф=0,5*v*tт=0,5*1,66*11,06=9,17 Расчет механизма передвижения грузовой тележки. Найдем рекомендуемый диаметр ходовых колес Dк=360 мм. Коэффициент качения ходовых колес по рельсам =0,0006 м. Коэффициент трения в подшипниках качения ходовых колес f=0,02. Диаметр вала цапфы ходового колеса, мм: Dк=0,2*360=72 Примем также kр=2,5 Общее сопротивление передвижению крана, Н: Fпер=Fтр=kp(m+Q)g(fdk+2)/Dk=2,5(3200+8000)* 9,81(0,02*0,072+2*0,0006)/0,36=2014,31 Статическая мощность привода при = 0,85, кВт: Pc=Fпер*vпер/103*=2014*0,63/1000*0,85=1,49 кВт. где: Fпер – общее сопротивление передвижению тележки, Н; vпер – скорость передвижения грузовой тележки, м/с; - КПД механизма Из таблицы III.3.5 выбираем крановый электродвигатель MTF – 011-16 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Р=1,7 кВт и частоту вращения n=835 мин-1. Момент инерции ротора Ip=0,02 кг*м2. Номинальный момент на валу двигателя Н*м: Тном=9550Р/n=9550*1,7/835=19,44 Частота вращения вращения ходового колеса (мин-1): nб=60vпер/*Dк=60*0,63/3,14*0,36=32,89 где: vпер – скорость передвижения тележки м/с; Dк – расчетный диаметр колеса, м. Требуемое передаточное число привода: U=n/nк=835/32,89=25,38 Поскольку в приводе механизма перемещения крана должно быть установлено два одинаковых редуктора. Выбираем редуктор типа ВК – 475 передаточное число up=29,06 и Pр=8,1 кВт. Номинальный момент передаваемый муфтой двигателя, Н*м: Тм=Тс=FперDк/2uр=2014,31*0,36/2*29,06*0,85=14,67 Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м: Тм=Тмном*k1*k2=14,47*1,2*1,2=21,12 Выбираем по таблице III.5.6 втулочно – пальцевую муфту c крутящим моментом 31,5 Н*м с диаметром D=90 мм. Момент инерции муфты, кг*м2: Iм=0,1*m*D2=0,1*2*0,09=0,018 Фактическая скорость передвижения тележки, м/с: vперф=vпер*u/up=0,63*25,38/29,06=0,55 – отличается от стандартного ряда на допустимую величину. Примем коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами =0,12 коэффициент запаса сцепления k=1,1. Вычисляем максимально допустимое ускорение грузовой тележки при пуске в предположении, что ветровая нагрузка Fp=0, м/с2 amax=[(zпр((/k)+(f*dk/Dk))/z)-(2+f*dk)kp/Dk)*g= =(2((0,12/1,1)+(0,02*0,072/0,36))/4- -(2*0,0006+0,02*0,072)*2,5/0,36)*9,81=0,46 м/с2 где: zпр- число приводных колес; z – общее число ходовых колес; - коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами: при работе на открытом воздухе =0,12 f – коэффициент трения (приведенной к цапфе вала) в подшипниках опор вала ходового колеса - коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам м; dk – диаметр цапфы вала ходового колеса, м: kp – коэффициент, учитывающий дополнительное сопротивления от трения реборд ходовых колес Средний пусковой момент двигателя, Н*м: Тср.п=(1,5…1,6)*Tном=1,5*19,44=29,16 Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления, с: tдоп=v/amax=0,55/0,464=1,185 Момент статических сопротивлений при работе тележки без груза Н*м: Тс=F’перDк/2uр=575*0,36/2*29,0,6*0,85=4,150 Момент инерции ротора двигателя Iр=0,02 кг*м2 и муфты быстроходного вала Iм=0,018 I=Ip+Iм=0,02+0,018=0,038 кг/м2 Фактическое время пуска механизма передвижения тележки с грузом, с: tп.г=(*I*n/9,55(Тср.п-Тс))+9,55*(Q+mт)*v2/n((Тср.п-Тс)*= =(1,2*0,038*835/9,55(29,16-14,67))+9,55* *(8000+3200)*0,552/835(29,16-14,67)*0,85=5,42 Фактическое время пуска механизма передвижения тележки без груза, с: tп.г=(*I*n/9,55(Тср.п-Тс))+9,55*mт*v2/n((Тср.п-Тс)*= =(1,2*0,038*835/9,55(29,16-4,150))+9,55* *3200*0,552/835(29,16-4,150)*0,85=2,3 Фактическое ускорение грузовой тележки без груза, м/с2 аф=Vпер/tп=0,55/2,3=0,23 Проверяем суммарный запас сцепления. Для этого найдем: А) суммарную нагрузку на привод колеса без груза, Н: Fпр=m*zпр*g/z=3200*2*9,81/4=15696 Б) суммарную нагрузку на привод колеса с грузом, Н: Fпр=m*zпр*g/z=(3200+8000)*2*9,81/4=54936 В) сопротивление передвижению грузовой тележки без груза, Н: F’пер=kp*m*g(f*dk+2)/Dk=2,5*3200*9,81*(0,02*0,072+2*0,0006)/0,36= = 575,5 C) сопротивление передвижению грузовой тележки с грузом, Н: F’пер=kp*m*g(f*dk+2)/Dk=2,5*(3200+8000)*9,81*(0,02*0,072+2*0,0006)/ /0,36=2014 Определим фактический запас сцепления: k=Fпр*/F’пер+mg((a/g)-zпр*f*dk/z*Dk)= =15696*0,15/575,5+3200*9,81((0,23/9,81)-2*0,02*0,072/4*0,36)=1,2 Определение тормозных моментов и выбор тормоза. Максимальное допустимое замедление грузовой тележки при торможении, м/с2: amaxт=((zпр((/k)-(f*dk/Dk))/z)+(2+f*dk)/Dk)*g=((2((0,15/1,2)-(0,02*0,072/0,36))/4)+(2*0,0006+0,02*0,072)/0,36)*9,81=0,66 м/с2 По таблице принимаем амахт=0,15 м/с2 Время торможения грузовой тележки без груза, с: tt=Vфпер/амахт=0,55/0,15=3,66 с. Сопротивление при торможении грузовой тележки без груза, Н: Fтрт=mg(f*dk+2)/Dk=3200*9,81(0,02*0,072+2*0,0006)/0,36=230,208 H. Момент статических сопротивлений на тормозном валу при торможении грузовой тележки, Н*м. Тст=Fттр*Dk*/2*up=230,208*0,36*0,85/2*29,6=1,189 Момент сил инерции при торможении грузовой тележки без груза, Н*м: Тинт=(*I*n/9,55*tт)+9,55*m*v2*/n*tт= =(1,2*0,038*835/9,55*3,66)+9,55*3200*0,552*0,85/830* *3,66=3,6 где: tт- время торможения механизма, с: Расчетный тормозной момент на валу тормоза, Н*м: Трт=Тинт – Тст=3,6 – 1,89 =1,77 Из таблицы III 5.13 выбираем тормоз типа ТКГ – 160 с диаметром тормозного шкива Dт=160 мм и наибольшим тормозным моментом Тт=100 Н*м, который следует отрегулировать до Тт=41 Н*м. Минимальная длина пути торможения, м: S=V2/R=0,552/1,7=0,17 Фактическая длина пути торможения, м: Sф=0,5*v*tт=0,5*0,55*3,66=1,0065 >1м Выбор приборов безопасности Ограничители высоты подъема грузозахватного устройства. В качестве исполнительных устройств этих ограничителей применяют преимущественно рычажные и шпиндельные конечные выключатели. В мостовых и козловых кранах с приводными грузовыми тележками, а так же в стреловых кранах с подъемной стрелой при использовании рычажных выключателей к его рычагу крепят штангу которая может перемещаться в направлении движения рычага выключателя и удерживать рычаг в устойчивом положении при замкнутых контактах. Движение штанги в боковом направлении ограничено направляющей. При подходе к крайнему верхнему положению обойма грузового крюка поднимает штангу, которая воздействует на рычаг конечного выключателя, отключает привод механизма подъема груза. Упоры и буфера. Тупиковые упоры, установленные на концах рельсового кранового пути, предназначены для ограничения пути передвижения крана. Стационарный упор для рельсовых путей козловых кранов грузоподъемностью 8-15 т листовой стальной щит усиленный средними и боковым ребром. Щит и ребра приварены к основанию. Снизу в щите имеется вырез, обеспечивающий установку упора под рельсами. К щиту болтами прикреплен амортизатор. Основание упора крепится на деревянных шпалах рельсового пути костылем, а ребро направлено к рельсу. Буфера предназначены смягчения возможного удара грузоподъемной машины об упоры. Они могут быть выполнены эластичными, пружинными, пружинно – фрикционными и гидравлическими. В зависимости от установки буфера они могут быть подвижными, неподвижными, и комбинированными. На грузовых тележках кранов подвижные буфера закреплены на боковых сторонах рамы. Эти буфера перемещаются при работе крана вместе с крановым мостом и грузовой тележкой. ЛИТЕРАТУРА 1. Справочник по расчетам механизмов подъемно – транспортных машин. А.В. Кузьмин, Ф.Л. Марон. Высшая школа, 1983 г. 2. Справочник по кранам. Александров М.П., Гохберг М.М., том 1,2. -Л: Машиностроение,1988. 3. Подъёмно-транспортные машины. Атлас конструкций., под ред. Александрова М.П. и Решетникова Д.Н.-М.:1987. | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||