Подъемно транспортная установка

 

1. Выбор кинематической схемы

При выборе кинематической схемы предпочтение отдаем схеме, у которой двигатель соединен с редуктором при помощи втулочно-пальцевой (зубчатой) муфты, роль тормозного шкива выполняет одна из полумуфт, отсутствуют открытые зубчатые передачи; концы быстроходного и валов редуктора выходят на одну сторону [1, с.65]. Выбранная схема механизма подъема изображена на рис.1.

 

  Рис. 1. Кинематическая схема механизма подъема

     1 - электродвигатель;     2 - муфта;     3 - тормозной шкив;     4 - редуктор;

     5 - барабан;     6 - блоки;     7 - канат.

 

 

2. Выбор типоразмера  крюковой подвески

Выбираем крюковую подвеску с однорогим крюком, основываясь на следующих условиях:

Первое условие - грузоподъемность крюковой подвески не должна быть меньше заданной грузоподъемности:

Q_n>Q

Второе условие - режим работы крюковой подвески должен соответствовать режиму работы механизма.

Учитывая эти два условия, выбираем крюковую подвеску.

В соответствии с ГОСТ 24.191.08-81 "Подвески крюковые крановые" выбираем типоразмер   по   стандарту   1-5-406   (рис.2)  , режим работы средний - (условие   выполнено) [1, табл.П.1.1].

 

           Технические характеристики и геометрические параметры крюковой подвески D = 406 мм ; В₁ = 96 мм; Q_n = 5 т; Q_гр= 70,6 кг; d_K= 14....17 мм; H = 840 мм.

                  ,

где  u_п - кратность полиспаста, определяем по [1, табл.2.1.], u_п = 2;

      n_гр - число ветвей, на которых подвешен груз n_гр = 2;

     n_б   -  число ветвей идущих на барабан, n_б   = 1, т.к у стреловых кранов на барабане 1 ветка. 

 
Рис. 2. Подвеска крюковая крановая с 

                одним блоком

3. Уточнение схемы полиспаста

 

Число блоков выбранной крюковой подвески совпадает с числом блоков на предварительно принятой кинематической схеме механизма  подъема. Кратность полиспасты не изменилась и_п = 2.

 

4. Выбор каната

 

        Так как кран  поворотный, выбираем одинарный полиспаст.

     Максимальное статическое усилие S_max(H) в канате определяем по формуле [1,стр. 24]:

S_max   =

где G - вес номинального груза и крюковой подвески, G = (Q_гр +Q_n)g

     g - ускорение свободного падения, g = 9,8 м/с ;

G = (5000 +70,6) · 9,8 ≈ 49691,88 Н;

      z_кб- число ветвей каната, навиваемых на барабан, z_кб = 1;

      и_п - кратность полиспаста, и_п=2 [1,таб.2.1];

     - КПД полиспаста, = 0,99 [1, таб.2.2].

                                               S_max= Н

                     

                                     5. Выбор типа каната

   

 На грузоподъемных машинах общего назначения при однослойной навивке на барабан буде использовать канат двойной свивки типа ЛK-P, ГОСТ 2688-80 [1,табл.П.2.1.].

     Выбираем канат: диаметр каната - d_K= 16,5 мм.

     Разрывное усилие каната в целом -S_разр. = 139 кН.

    Площадь сечения - А = 104,61 мм².

 

 

 

 

5.1.  Проверка выбора типоразмера каната

  

  Первое условие - произведение максимального статического усилия в канате на коэффициент запаса прочности не должно превышать разрывного усилия каната в целом:

где k_зan - коэффициент запаса прочности каната.

     Исходя из группы режима работы, выбираем к_зап = 5,5 [1,таб.2.3]

25097· 5,5 < 139000; 138000< 139000 Н. Условие выполнено.

     Второе условие - должно выполняться соотношение между диаметром каната и диаметром блока крюковой подвески:

        (1)

где D_бл, - диаметр блока, измеряемый по средней линии навитого каната;

     е  - коэффициент, зависящий от типа машины и режима работы, 

 е= 25 [1,табл.2.4]., как для стреловых кранов;

D_6n=D_бл.о+d_K;

D_бл.о= D = 406 (см. рис. 2,);

D_бл = 406 + 16,5 = 422,5 мм.

  

 Таким образом:                    422,5 > 16,5·25

                                                 422,5 > 412,5

Условие выполнено.

 

 

 

 

 

 

6. Определение основных  размеров сборочной единицы "Установка  барабана"

Рис. 3. Установка барабана

 

     Диаметр барабана D_б, измеряемый по средней линии навитого каната, допускается принимать на 15% меньше значения, найденного по формуле (1). Принимаем

D_б.=360 мм

     Определяем диаметр барабана D_6o по дну канавок (рис. 4.):

D_6o=D₆-d_K

D_6o= 360 – 16,5 = 343,5 мм

     Округляем диаметр D_6o до стандартного значения [1 ,стр.29]

D_6o =400 мм

     Уточняем значение D₆

D₆= 400 + 16,5 =416,5 мм.

    

Определяем  диаметр максимальной окружности, описываемой  крайней точкой установки барабана D_max (рис. 4.3)

D_max= D_б+5d_к=416,5+5*16,5= 500 мм, принимаем D_max=500 мм

 

Рис. 4.

     Определяем длину барабана L_б

где l_н - длина одного нарезного участка;

    l_р - длина реборды;

     l_пер - длина переходного участка;

      t - шаг нарезки,

t=(1,10....1,23)· d_к=(1,10…1,23)∙16,5 = 18,15…20,3 мм;

     принимаем t=20 мм;

     z_p - число рабочих витков для навивки половины полной рабочей длины каната

   Принимаем z_p=14

где u_п - кратность полиспаста;

    H - высота подъёма;

     D_б - диаметр барабана

      z_нenp = 1,5 - число неприкосновенных витков;

      z_кр = 3.. .4 - число витков для крепления конца каната (принимаем z_кр = 3).

мм

    

      Принимаем lр (толщина реборды)= 10 мм

      мм; принимаем l_пер=70 мм;

      Тогда мм.

 

                  6.1  Расчет  толщины цилиндрической стенки барабана

     Барабан изготавливаем методом  чугунного литья. Материал СЧ18 ГОСТ 1412-79.

     [σ_сж] - допускаемое напряжение сжатия, [σ_сж] =112,8 МПа [1, табл. 5.1];

    [σ_В.И.] – предел прочности на изгиб, [σ_В.И.] =353,0 МПа   [1,табл. 5.1].

     Вычисляем приближенное значение толщины стенки

мм

     Исходя из условий технологии изготовления литых барабанов, рассчитаем:

мм

 Принимаем δ = 17 мм

 

6.2 Проверка стенки на устойчивость

     Проверяем устойчивость цилиндрической стенки барабана

      где [n] - допускаемое значение запаса устойчивости цилиндрической стенки;   [n] = 2 ( для чугунных барабанов)

     n -запас устойчивости цилиндрической стенки;

     ψ - коэффициент, учитывающий влияние деформаций стенки барабана и каната [1,с.93].

       где Е_к - модуль упругости каната (Е_к= 88260 МПа);

     Е_б- модуль упругости стенки барабана (Е_б= 98000 МПа)

     А - площадь сечения всех проволок каната (А = 104,61 мм²);

   

     σ_κ - критическое напряжение для стальных барабанов;

    σ_κ = 0,6∙σ_В.И.= 0,6·353 = 211,8 МПа;

     σ_Η - номинальные напряжения в цилиндрической стенке;

МПа

     Запас устойчивости стенки барабана:

 

Условие выполняется.

 

7. Крепление каната к барабану

    

 Выбираем крепление каната планками, прижимающими канат к барабану (рис.6).

Рис. 6. Крепление  каната к барабану

     Необходимое число болтов z:

 

       где к - коэффициент запаса надежности крепления каната к барабану (к > 1,5) [1, с. 95]; принимаем k=1,5;

     Ρ - суммарное усилие растяжения болтов, прижимающих канат к барабану;

     [σ]_p - допускаемые напряжения растяжения в болте. Принимаем запас прочности равным s = 2,5 относительно предела текучести материала. Материал болта - сталь 20 ГОСТ 1050-88 с пределом текучести σ_т= 240 МПа

 МПа

    При диаметре каната 16,5 мм принимаем M20 ГОСТ 7808 - 70:

     d - внутренний диаметр метрической резьбы M16, d = 18,376 мм;

     f = 0,10....0,12 - коэффициент трения между канатом и барабаном, f = 0,1;

     =40°- угол наклона боковой грани трапециевидного выреза в планке к вертикали;

     L - расстояние от дна канавки на барабане до верхней плоскости прижимной планки, L = 26 мм (рис.6).

     - угол обхвата барабана неприкосновенными витками, а = 4∙ ;

     е - основание натуральных логарифмов.

Н

 

    Необходимое число болтов:

     Принимаем число крепежных болтов M20: z =2.

     Конец каната закрепляем двумя одноболтовыми планками под 60° относительно друг друга

 

                                        8. Выбор двигателя

Определение максимальной статической  мощности

     Максимальная статическая мощность N_ст.max (кВт), которую должен иметь механизм в период установившегося движения при подъеме номинального груза, равна [1,стр.30]:

 кВт

где = 0,8...0,85 - предварительное значение КПД механизма, принимаем ;

     G - вес номинального груза и крюковой подвески, Н;

 

 

8.2   Выбор типа двигателя

     Тип двигателя выбираем, исходя из следующих условий:

     Первое условие - относительная продолжительность включения двигателя ПВ_дв должна быть равна среднему значению относительной продолжительности включения электрооборудования ПВ_ЭЛ при заданном режиме работы:

ПВ_дв=ПВ_эл,

ПВ_ЭЛ =25% (по условию).

     Второе условие - номинальная мощность двигателя N_дв может быть принята меньше максимальной статической:

кВт

     Выбираем двигатель типа МТК 211 - 6 [1,табл.П.4.2.1].

     Первое условие выполняется - ПВ_дв=25%.

     Второе условие выполняется - N_дв =7,5 кВт, т.е. 7,5 > 7,44

     Двигатель работает с запасом мощности.

 

 

 

 

 

 

 

 

Техническая характеристика и габаритные размеры кранового электродвигателя серии МТК 211 - 6 с короткозамкнутым ротором

Рис. 7. Крановый электродвигатель серии МТК 211 - 6 с короткозамкнутым ротором

 

      N_дв =7,5 кВт;  d=40 мм;  n_дв=880 об/мин; L=586 мм; l=110 мм; GD ²= 0,44 кгс∙м ²;                  H =393 мм; h =170 мм; Т_н.дв. =102,9 Н∙м; L₆ =263 мм; L₇  = 118,5 мм; B₄=156,5 мм.

 

9. Выбор типа редуктора

    

Определяем  частоту вращения барабана:

 об/мин

     принимаем п_б =14 об/мин. Требуемое передаточное отношение:

     Так как по выбранной кинематической схеме нет открытой передачи, то общее передаточное отношение реализуем редуктором

и_тр = и_Р =58,86

  

         Определяем расчетный эквивалентный момент на тихоходном валу редуктора T_р.э., который не должен превышать номинальный крутящий момент на тихоходном валу Т_р.н. по паспорту редуктора [1,с.31]:

T_р.э

Т_р.н.

     Эквивалентный момент равен:

T_р.э = k_д∙T_р

 

где к_д - коэффициент долговечности;

     T_р - расчетный крутящий момент на тихоходном валу редуктора при подъеме номинального груза;

k_д = k_q ∙ k_t

где k_q - коэффициент переменности нагрузки;

      k_t - коэффициент срока службы;

где  k - коэффициент нагружения.

     Так как кран работает при номинальных нагрузках, то выбираем класс нагружения В₁: k = 1 [1,табл. 1.4]

     Определяем коэффициент срока службы:

где z_o- базовое число циклов контактных напряжений. Для типажных редукторов z_ο=125·10⁶

     z_ρ - суммарное число циклов контактных напряжений зуба шестерни тихоходной ступени редуктора:

z_p=z_m∙u_m

где и_т - передаточное число тихоходной ступени редуктора (можно принять среднее значение и_т=5)

      z_т - число циклов нагружения на тихоходном валу редуктора:

z_m=60∙n_m∙t_маш

где п_т = п_б =14 об/мин - частота вращения тихоходного вала редуктора;

      t_маш = 20000 ч - машинное время работы механизма [1,табл.1.3], выбрав до этого класс использования механизма – A5 [1,табл. 1.2], по классу нагружения и режиму работы.