Пояснительная записка. Исходные данные

Название	Исходные данные
Дата	21.06.2018
Размер	398.2 Kb.
Формат файла
Имя файла	Пояснительная записка.docx
Тип	Документы #47557

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Грузоподъемность, кн	180
Вылет, м	26-10
Высота подъема, м	28
Скорость рабочих операций:
подъем груза, м/мин	16
поворота, с'	0,04
изменения вылета, с	180
передвижения крана км/час	8
Вес крана, кн	490
Привод механизмов	Г
Режим работы	4К
Ветровой район	II
Графическая часть
Механизм изменения вылета Механизм передвижения Выносные опоры Общий вид

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).

$c:\users\superadmin\desktop\5fan_ru_1760-7_1.png$

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;

z_б – число ветвей каната, сбегающих с барабана (при сдвоенных полиспастах z_б=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;

- КПД полиспаста, при i_п_л= 4

=0,975;

- КПД неподвижного блока; _нб =

= 0,98;

n – число неподвижных блоков приходящихся на одну ветвь каната

Расчетное разрывное усилие в канате согласно правилам Госгортехнадзора определяется

_,

где k_з – 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 ;F_разр_.=80800 Н.

Фактический запас прочностиK_ф=80800/23570=3,42› k_з=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.

$c:\users\superadmin\desktop\x004.gif$

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 k_Д=12 – динамический коэффициент;

.

Упорный подшипник выбираем согласно ГОСТ 6874-75,

исходя из расчетной нагрузки и диаметра хвостовика крюка (d₁) Выбираем шариковый упорный подшипник 8316: d = 80 мм, D =140 мм H = 44мм С₀=300кН

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:

, мм

где D – наружный диаметр упорного подшипника;

Диаметр отверстия под хвостовик крюка:

мм.

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, Нм;

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:

Момент сопротивления в сечении B-B:

тогда диаметр траверсы будет равен:

Диаметр блока подвески по центру каната определяется из условия ГГТН:

где d_к – 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.

h_бл = 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 k_Д= 1,2 - динамический коэффициент;

k_v = 1,35 – коэффициент вращения (при вращении наружнего кольца подшипника);

n_бл =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 к_пр = 0,65 – коэффициент приведения для режима работы 4М;

.

Требуемая долговечность подшипника определяется по формуле:

где L_h=3000 ч – долговечность подшипника для режима 4М;

n_бл – 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 D_б= 650 мм.

Размеры профиля канавок барабана определяем согласно данным ГОСТ 33710—2015:

d_k= 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:

мм.

Принятое значение толщины стенки проверяем на сжатие по формуле:

где F_max – 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 l_н – участок неподвижных витков; l_н = l_кр+l_тр+ l_р

l_кр – участок для закрепления конца каната, мм;

l_тр – участок для неприкосновенных витков трения (для уменьшения нагрузки на элементы крепления каната), мм;

l_р – длина участка для навивки рабочей ветви каната, мм:

Н – высота подъема груза.

l_к – длина концевой части барабана, мм;

l₀ – длина среднего участка, мм:

где h_min – минимальное расстояние между осью барабана и осью подвески, принимаем h_min= 800 мм;

 = 6⁰ – наибольший угол набегания каната на барабан.

- число слоев навивки.

Выполним проверку барабана на изгиб.

L_o=172 мм ; L_б=1448 мм

Рис. 1.6 - Схема к проверке барабана на изгиб

Ма=0 ;

Y_в= Х_а =[F_max(L_б-l₀)/2+ F_max(L_б+l₀)/2]/ L_б ;

Fmax=2,357·10⁴Н ;

М₁=M₂= F_max· (L_б-l₀)/2 ;

М₁=M₂=2,357·10⁴(144,8-17,2)/2=1503766 Н см;

Осевой момент инерции W=0,1(D_б³-( D_б-2)³);

где -толщина стенок барабана ;

W=0,1(65³-(65-21,75)³) =27456,35см³;

=М / W ;

=1503766 / 27456,35 =54,7 МПа, []=170 Mпа, <[] ;  условие выполняется.

Произведем проверку барабана на кручение:

Т=2F_махD_б/2 ;

Полярный момент инерции W_р2W ;

W_р=227456,35=54912,7 см³;

Т=22,357·10⁴65/2=1532050 Нсм ;

=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 e^0,1·3^π.

$c:\users\superadmin\desktop\x004.gif$

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:

(41)

где 1,3 – коэффициент, учитывающий кручение и изгиб болта;

к_з =1,8 – коэффициент запаса крепления;

S_б – площадь сечения болта, см²;

- допускаемое напряжение растяжения. Для Ст.3

117 МПа.

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 – 2F_max. 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:

Расчет оси барабана сводится к определению диаметров цапф и ступицы из условия работы оси на изгиб в симметричном цикле:

,

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 d_ст ведем по наибольшему из моментов:

принимаем d_ст = 100 мм.

Длина ступицы:

принимаем

=150 мм.

Наибольший момент для цапфы:

Диаметр цапфы из условия прочности:

принимаем d_ц = 55 мм

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 k_v – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца k_v =1; k_Д– динамический коэффициент, для механизмов подъема k_Д= 1,2; k_пр – коэффициент приведения, для режима работы 4М k_пр = 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 k_пр – коэффициент приведения, для режима работы 4М k_пр= 0,65.

.

По эквивалентной мощности выбираем электродвигатель переменного тока с фазным ротором МТН 511-8, параметры двигателя:

N = 30 кВт, n_дв = 715 об/мин, Т_ном= 298 Нм. , J_Р= 20 кгм²; m=300 кг.

Рис. 1.9 - Электродвигатель 4MT 200 LB6.

мм,

мм.

Выбор редуктора

Редуктор выбирается по статической мощности, передаточному отношению, частоте вращения вала двигателя и режиму работы.

Мощность редуктора определяем по формуле:

где k_р– коэффициент запаса, для редукторов типа Ц2 k_р= 1.

.

Передаточное отношение:

i_р = n_дв / n_б = 715/7,8=91,66

Выбираем редуктор 1Ц3Н-355 с передаточным числом i_р = 90.

$c:\users\superadmin\desktop\c3u-400-gab.jpg$

Рис. 1.10 - Редуктор 1Ц3Н-355

Определим фактические параметры:

n_факт_. = 715/90 = 7,94 об/мин.

V_факт_. = 7,943,140,65/60 = 0,27м/с.=16,2м/мин.

V_гр_. =0,27/4 = 0,067 м/с.

N_ст = 18000 9,810,067/(10³0,85) = 42,7 кВт.

N_экв = 42,7 0,65 = 27,7 кВт.

N_p = 27,71 = 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 Р_окр – усилие, действующее по окружности установки болтов, Н

Z_бн – 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 [σ_р];

Р_окр=2М_б/D_окр

M_б – крутящий момент на барабане, Н;

D_окр – диаметр окружности установки болтов.

M_б = D_б Q_гр/(2  i_пл  _пл)

где i_пл – кратность полиспаста; i_пл= 4

_пл – КПД полиспаста; при i_пл=4 _пл=0,975

M_б = 0, 5 150009,81/(240,975) = 9432,7 Н

В предварительном расчете принимаем

D_окр=(1,3…1,4)D₃

D₃– диаметр окружности зубчатого венца вала редуктора

D_окр=1,35252=340,2 мм.

Р_окр=29432,7 /0, 3402 =55453,83Н

[τ] = 0,6  117 = 70,2 МПа.

Следовательно, используем четырнадцать болтов для крепления вала редуктора с барабаном