Проектирование механизма подъема тележки мостового крана

Кафедра «Детали машин и ПТУ»

Курсовой проект на тему:

«Проектирование механизма подъема тележки мостового крана»

1. ОБЩИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Исходные данные

Таблица 1: Исходные данные

1.2 Расчет усилия в канате

=6313, 13 (Н), где

а = 2 — число креплений каната к барабану;

i_п = 2 — кратность полиспаста;

— КПД блока Разрывное усилие в канате

34 722,22 (Н) = 3472 кГс, где n = 5,5 — запас прочности Отсюда по ГОСТ 2688–69 выбираем стальной канат ЛК-Р 619=114 с диаметром d_к=8,1 мм.

Расчет барабана

Расчет диаметра барабана

D_бар =d_к е = 8,1 * 32 = 260 мм, где e — коэффициент (для мостового крана e=32)

Расчет скорости барабана

мин^-1

1.4 Определение передаточного числа механизма

1.5 Определение требуемой мощности электродвигателя

кВт

1.6 Подбор редуктора

электродвигатель механизм мощность редуктор тормоз Выбираем стандартный цилиндрический двухступенчатый редуктор РМ-350Б исполнения III мощностью P=4,3 кВт, передаточным числом u=31,5.

Основные параметры колес передачи:

1-ая ступень m=3 мм, ширина колес в=60 мм, число зубьев z_вщ= 14, z_вд=85

2-ая ступень m=4 мм, ширина колес в=80 мм, число зубьев z_вщ= 16, z_вд=83

Угол наклона зубьев колес = 8 ⁰06' 34″

1.7. Подбор электродвигателя.

С учетом необходимой мощности выбираем электродвигатель типа 4А132М8 с параметрами

1.8 Таблица по валам

2. РАСЧЕТ ДЛИНЫ БАРАБАНА

2.1 Уточнение диаметра барабана

.

Отсюда

2.2 Определение длины каната

64 м

2.3 Определение длины витка каната

942 мм

2.4 Установление числа витков каната на барабане

67,968

n _в общ = 68 + 2 =70

2.5 Расчет длины барабана, занимаемой канатом

770 мм, гдеt=d_к +3 мм = 8,1 +3 11 мм — шаг витка каната

2.6 Определение полной длины барабана

L_{бар полн} = L_{, бар} + 100 мм = 770 + 100 = 870 мм

2.7 Проверка межосевого расстояния

Проверка межосевого расстояния между валом электродвигателя и валом тормоза с учетом условия:

350 мм; 344 мм Условие выполняется

3. РАСЧЕТ СТОПОРНОГО ДВУХКОЛОДОЧНОГО ТОРМОЗА

В целях компактности предусмотрим установку тормоза на муфте, соединяющей валы электродвигателя и редуктора.

3.1 Подбор муфты (рис.1)

Рис. 1 Тормозные барабаны-полумуфты Для среднего режима работы (ПВ=25%) коэффициент запаса для муфты и тормоза

Расчетный крутящий момент для муфты

== 115 Нм, где

— КПД полиспаста; =0,97

— КПД барабана; =0,98

— КПД передач, расположенных между валом барабана и валом тормоза; =0,94

Выбираем по ГОСТ 21 424–75 муфту МУВП № 28 с тормозным шкивом с параметрами

=130 Нм,

d_T = 125 мм, В= 50 мм

d₁=117 мм

l₁=45 мм

GD_M²=0,035 кг м²

3.2 Расчет статического момента груза, приведенного к валу тормоза

52 Нм, где

— передаточное отношение между валом барабана и валом тормоза (передаточное редуктора)

3.3 Расчетный момент трения для стопорных тормозов

91 Нм

3.4 Расчет времени торможения и соответствующего ему замедления

0,4 с

0,46 мс^-2

3.5 Определение основных размеров тормоза (рис. 2)

Рис. 2 Колодочный тормоз с электромагнитным размыканием Выбираем материалы фрикционных пар: лента тормоза типа Б по стали с характеристиками

f=0,35 — коэффициент сухого трения;

[p}=0,6 МПа — допускаемое давление (параметр износостойкости);

[t ⁰]= 175 ⁰ C

Задаваясь коэффициентом = 0,7, по формуле находим ширину колодки:

39,6 40 мм Учитывая ширину тормозного барабана (В=50 мм), принимаем b=40 мм.

Длина колодки

75 мм Отношение b/l = 40/75=0,53 находится в рекомендуемых пределах Размеры рычагов тормоза

a₁ = d_T = 125 мм ;

a₂ = 2 a₁ = 250 мм

3.6 Проверка тормоза по нагреву

Расчет сводится к сопоставлению среднего количества теплоты, возникающего на поверхностях трения тормоза в течение часа, и возможного количества теплоты, отводимого от тормоза в окружающую среду за то же время.

Среднее тепловыделение

= 22,28 Вт,

где z_вкл = 120 — число включений тормоза (по таблице в зависимости от режима работы);

Q_ср/ Q = 0,5 — относительное использование механизма по грузоподъемности (по таблице в зависимости от режима работы) Тепло, отводимое излучением

13,1 Вт, где

С₁ = 1,5 Вт/м²град ⁴— коэффициент теплоизлучения полированной поверхности;

С₂ = 5 Вт/м²град ⁴ — коэффициент теплоизлучения матовой поверхности;

0,011 м²

— площадь полированной поверхности трения тормозного барабана, незакрытая тормозными колодками или лентой;

0,022 м ²

— площадь боковых матовых поверхностей тормозного барабана;

t₁ = 100 ⁰— средняя температура в контакте фрикционных пар;

t₂ = 35 ⁰ — температура окружающей среды.

Тепло, отводимое воздухом при естественной циркуляции

16,39 Вт, где

5,8…8,7 Вт/м²град — коэффициент теплоотдачи конвекцией при естественной циркуляции воздуха;

0,011+0,022

= 0,058 м ² — площадь поверхности тормозного барабана за вычетом частей, перекрытыми колодками или лентой;

Тепло, отводимое с поверхности вращающегося тормозного барабана

67,72 Вт,

где Вт/м²град — коэффициент теплоотдачи конвекцией при вращающемся тормозном барабане;

4,71 м/с

— окружная скорость барабана.

Отсюда 23,95 Вт/м²град Суммарный возможный теплоотвод Возможный теплоотвод определяется из условия, что теплопередача осуществляется только через тормозной барабан (колодки или лента теплоизолированы фрикционными накладками):

Ф = Ф₁ + Ф₂ + Ф₃ = 13,1 +16,39 + 67,72 = 97,21 Вт Ф = 97,21 Вт W_в = 22,28 Вт — это указывает на то, что фактическая средняя температура в контакте фрикционных пар будет существенно меньше принятой расчетной.

3.7 Расчет пружины замыкания и подбор размыкающего устройства. (рис. 2)

Нормальная сила прижатия колодок к барабану

Н Сила замыкания, приложенная к верхнему концу рычага

1040 Н Номинальная сила замыкающей пружины

1060 Н, где

F_в = 20 Н — сила вспомогательной пружины, способствующая отводу колодок при размыкании тормоза Дополнительная осадка пружины при размыкании тормоза

2,4 мм, где =0,5 мм — зазор между колодкой и барабаном при d_Т =125 мм Расчетная сила на пружине 1113 Н Работа осадки пружины 2671,2 Н мм Работа, совершаемая электромагнитом.

а) магнит МО-100Б с характеристиками

T_M=5500 Н мм — момент, развиваемый электромагнитом ;

=0,131 рад — угол поворота якоря электромагнита (для МО-100Б =0,131 рад, а для больших типоразмеров =0,096 рад)

== 581,8 Н мм, где

К_М — коэффициент использования якоря (для короткоходовых К_М = 0,8…0,85);

=0,9…0,95 — КПД рычажной системы тормоза Для электромагнитов с поступательным движением якоря

581,8< 2671,2=

б) магнит МО-200Б с характеристиками

T_M=40 000 Н мм ,=0,096 рад

== 3100,8 Н мм; 3100,8 > 2671,2=

б) магнит МО-300Б с характеристиками

T_M=10 ⁵ Н мм ,=0,096 рад, == 7752 Н мм; 7752 > 2671,2=

Из выполненных расчетов следует, что магнит МО-100Б не удовлетворяет предъявленным требованиям, а наиболее оптимальной работой обладает магнит МО-200Б.

Расчет пружины. Выбираем для пружины сталь 60С2 (допускаемое напряжение кручения []=750 МПа) Определяем параметры пружины для трех значений индекса С при F₃=1113 Н, =2,4 мм.

* - здесь МПа — модуль упругости стали при кручении С габаритами тормоза лучше всего согласуется пружина c индексом С=6, т.к. H₂ = 102 мм < d_Т

4. РАСЧЕТ СПУСКНОГО ДИСКОВОГО ТОРМОЗА

Тормоз встроен в редуктор (установлен на промежуточном валу).

Исходные данные:

d_в = 48 мм (табл. по валам) — диаметр промежуточного вала;

u_б-Т = 5,19 — передаточное число передачи между валами барабана и тормоза

0,92 — КПД элементов, расположенных между крюковой подвеской и валом тормоза

4.1 Расчет статического момента груза, приведенного к валу тормоза

332 Нм

4.2 Выбор и расчет параметров резьбы

Ориентируясь на d_в = 48 мм, по ГОСТ 9484–73 выбираем трехзаходную трапецеидальную резьбу с параметрами:

d = 60 мм — наружный диаметр;

d₃ = 51 мм — внутренний диаметр;

d₂ = 56 мм — средний диаметр;

P= 8 мм — шаг резьбы Угол наклона винтовой линии

=7 ⁰ 45 ' - это соответствует рекомендуемому диапазону 6 ⁰…12 ⁰

Угол трения в резьбовой паре.

При коэффициенте трения бронзы по стали со смазкой f=0,08 и угле профиля резьбы

4 ⁰ 45 `

4.3 Расчет фрикционных пар

Выбор материала.

В качестве материала фрикционных пар выбираем вальцованные тормозные накладки по стали при работе в масле с характеристиками f=0,35, [p}=1 МПа — допускаемое давление (параметр износостойкости).

Ориентируясь на d_в = 48 мм, d = (2…3)d _в = 3*48 = 144 мм. С учетом размера под палец принимаем диаметр внутреннего трения d = 170 мм Наружный диаметр D== = 230 мм Диаметр трения мм

4.4 Проверка условия отсутствия самоторможения механизма

fd_T > ;

> ;

32, 3 мм > 12,4 мм

4.5 Расчет осевой силы замыкания

Осевая сила замыкания при учете того, что грузовой момент на валу тормоза уравновешивается моментом трения в резьбе и моментом трения фрикционной пары диск — храповое колесо,

=15 кН, где

z'- число рабочих фрикционных пар при неподвижном вале тормоза.

4.6 Расчет момента трения тормоза при опускании груза

477 Нм Коэффициент запаса тормоза = 1,44 > =1,2

Проверка давления на фрикционных парах

< [p]=1 МПа Проверка тормоза по нагреву 1,63 10 ⁵Вт м ^-2 < [pfV]=5*10 ⁵ Вт м ^-2, здесь средняя окружная скорость, отнесенная к диаметру трения

=1,28 м/с Определение рабочего числа витков по условию износостойкости резьбы, где К _дин — коэффициент динамической нагрузки;

[p] - допускаемое давление в резьбе.

Рис3. Спускной дисковый тормоз