Электрическая тележка мостового крана

р определяется по формуле:

(3.13)

Н· м;

с.

Полученное значение не больше рекомендуемых значений времени торможения следовательно, принятый электродвигатель обеспечит необходимую интенсивность работы.

Среднее ускорение тележки при таком времени разгона равно:

м/с2.

Это значение не превышает рекомендуемое м/с2 для крана грузоподъёмностью F=4кН.

3. Проверка механизма передвижения тележки на отсутствие буксования без учета жесткости механизма В период пуска механизма передвижения приводные колеса, взаимодействуя с рельсами, приводят в движение тележку. Для получения нормальной работы при разгоне и торможении необходимо, чтобы приводные колеса перекатывались по рельсам без скольжения (пробуксовки). Поэтому при расчете механизмов передвижения нужно выдержать определенное соотношение между силами сцепления ходовых колес с рельсами и движущей силой, приложенной к ободьям этих колес. Расчетным случаем является работа без груза, когда усилие на приводные колеса будет уменьшенным, а следовательно, уменьшена будет и сила сцепления колес с рельсами. Работа в период пуска без проскальзывания приводных ходовых колес обеспечивается при соблюдении неравенства:

или, (3.14)

где — коэффициент запаса сцепления;

— сила сцепления колес с рельсами

— вес тележки, приходящийся на приводные колеса, здесь:

nПР, nВСЕХ — число приводных колес и общее число колес соответственно.

где

— коэффициент трения в подшипниках качения (для шарикоподшипников);

dП = 45 мм-диаметр вала колеса в месте посадки подшипника;

— коэффициент трения качения стального колеса по рельсу с плоской головкой;

— коэффициент, учитывающий сопротивление трения реборд колеса в зависимости от назначения механизма, типа привода, формы обода колеса и типа токопровода;

— уклон пути;

— сопротивление движению тележки, создаваемое силой ветра.

— сопротивление от сил инерции массы тележки.

Выражая параметры формулы для WСЦ, и используя вышеназванные параметры, получим:

(3.15)

где — допустимое ускорение тележки.

Тогда, условием отсутствия буксования колес тележки можно считать выражение:

где — фактическое ускорение движения тележки, которое определяется зависимостью:

где VТФ — фактическая скорость движения тележки;

tР — время разгона механизма.

м/с2

м/с2

Условие отсутствия буксования выполняется следовательно, при разгоне тележки проскальзывание колес относительно рельсов будет отсутствовать.

Для проверки условия отсутствия юза (проскальзывания колес тележки по рельсам во время торможения) являются выражение аналогичные вышеприведенным, но с изменением знаков, поэтому:

м/с2

м/с2

Условие отсутствия юза выполняется следовательно, при торможении тележки проскальзывание колес относительно рельсов будет отсутствовать.

III. Расчет сборочной единицы «Установка барабана»

1.Определение толщины стенки барабана В качестве материала барабана примем сталь 35Л с [σ]сж=137 МПа.

Приближенное значение толщины стенки находится по формуле:

(3.16)

где Smax — наибольшее статическое натяжение каната, Н;

t — расстояние между соседними витками каната, м;

[σ]сж — допускаемое напряжение, МПа.

м.

Исходя из условий технологии изготовления для стального барабана:

где

Dб0 — диаметр барабана по дну канавок, м;

м.

Принимаем толщину стенки барабана м.

2. Крепление каната к барабану К конструкции крепления каната на барабане предъявляют требования большой надёжности, доступности для осмотра, удобства смены каната. Наибольшее применение находит крепление каната планками, прижимающими канат к барабану. При этом канат из крайней канавки барабана переводят сразу в третью, для чего частично вырубают выступы нарезки, которые разделяют канавки, среднюю же канавку используют для установки крепежных болтов или шпилек.

Суммарное усилие растяжения болтов, прижимающих канат:

(3.17)

где f = 0,11 — коэффициент трения между канатом и барабаном;

γ - угол наклона боковой грани трапециевидного выреза в планке к вертикали;

α - угол обхвата барабана неприкосновенными витками;

e — основание натурального логарифма;

Н При диаметре каната до 15,5 мм используются болты М16.

Необходимое число болтов:

(3.18)

где k = 1,5 — коэффициент запаса надежности крепления каната к барабану;

— приведенный коэффициент трения между канатом и поверхностью планки;

=0,026 — расстояние от дна канавки на барабане до верхней плоскости прижимной планки, м;

— допускаемые напряжения растяжения в болте;

σтек = 245,2 МПа — предел текучести для стали 20.

.

Для крепления каната к барабану требуется 4 болта.

3. Ось барабана Ось барабана испытывает напряжение изгиба от действия усилий двух ветвей каната при сдвоенном полиспасте, а также от собственного веса барабана, которым пренебрегаем.

Нагрузки на ступицы барабана:

lн — длина нарезанной части барабана, мм;

lгл — длина гладкой части барабана, мм;

l1 и l2 — расстояния от ступиц барабана до опор оси; предварительно можно принять l1 = 80 мм, l2 = 150 мм.

Рис.

3. Расчётная схема оси

Тогда:

Н;

Н.

Расчет оси барабана сводится к определению диаметра цапфы вала из условия работы оси на изгиб в симметричном цикле:

(3.19)

где Mи — изгибающий момент в расчетном сечении;

W — момент сопротивления расчетного сечения при изгибе;

[σ-1] - допускаемое напряжение при симметричном цикле.

Допускаемое напряжение при симметричном цикле:

(3.20)

где k0 — коэффициент, учитывающий конструкцию детали (для валов, осей и цапф k0 = 2,4);

σ-1 =257 — предел выносливости материала оси Сталь 45, МПа;

[n] - допускаемый коэффициент запаса прочности (для группы режима работы Л — 1,7);

Реакции в опорах:

После определения реакций опор оси R1 и R2 можно определить изгибающие моменты в любом ее сечении. Наибольший изгибающий момент под правой ступицей M2 = R2 · I2, а момент сопротивления этого сечения оси. Находим предварительно диаметр оси под правой ступицей:

(3.21)

м.

Диаметр под правой ступицей d = 80 мм. Значит диаметр цапф вала в месте посадки подшипников с учетом ступенчатости для буртиков dЦ = 60 мм.

4. Проверка подшипников на долговечность Подшипник роликовый радиальный сферический двухрядный 3512 ГОСТ 5721–75 со следующими параметрами:

d = 60 мм — диаметр вала в месте посадки подшипника;

D = 110 мм — наружный диаметр;

B = 28 мм — высота подшипника;

C = 122 кН — динамическая грузоподъёмность;

C0= 83 кН — статическая грузоподъёмность.

Расчёт подшипника следует производить для наиболее нагруженной левой опоры 1.

Реакция в опоре найдена ранее при расчёте оси барабана: Н.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

(3.22)

где КТ — температурный коэффициент. При рабочей температуре подшипника t<1050C КТ=1;

— коэффициент безопасности, в крановых механизмах =1,3÷1,5.

При вращении внутреннего кольца подшипника V=1.

Н Долговечность подшипника при максимальной нагрузке:

(3.23)

где nБ = 56,25 — частота вращения барабана, об/мин.

m = 10/3 — показатель степени кривой усталости для роликоподшипников.

Так как ч, следовательно, выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы, и его долговечность обеспечена.

5. Расчёт болтов, соединяющих зубчатый венец с барабаном

Соединение осуществляется болтами ГОСТ 7817–80, которые испытывают рабочие напряжения среза, а также напряжения растяжения и кручения, возникающие при сборке узла. Размеры венца-ступицы барабана определяются размерами зубчатого венца тихоходного вала выбранного редуктора Материал болтов — сталь 45 (предел текучести σт = 353 МПа).

Диаметр болта определяется по формуле:

где m’б = 0,75· mб — расчетное число болтов;

mб — число установленных болтов (примем 8);

[τ] - допускаемое напряжение среза:

где σт=353МПа — предел текучести материала болтов;

k1 =1,3 — коэффициент безопасности, соответствующий механизму подъема кранов, работающих с крюком;

k2 = 1,2 — коэффициент нагрузки, соответствующий группе режима работы Л

Па;

PОКР — усилие, действующее на окружности установки болтов:

где Smax-максимальное статическое усилие, Н;

DБ — диаметр барабана по центру навитых канатов, м;

DОКР-диаметр окружности установки болтов, м;

где DЗ — наружный диаметр зубчатого венца вала редуктора, м.

Н;

м.

Принимаем диаметр болта d = 8 мм.

Курсовое проектирование грузоподъемных машин: Учеб. пособие для студентов машиностр. спец. вузов/С.А. Казак, В. Е. Дусье, Е. С. Кузнецов и др.; Под ред. С. А. Казака. — М.: Высш. шк., 1989. — 319 с.: ил.

Курсовое проектирование грузоподъемных машин: Учеб. пособие для студентов машиностр. спец. вузов/С.А. Казак, В. Е. Дусье, Е. С. Кузнецов и др.; Под ред. С. А. Казака. — М.: Высш. шк., 1989. — 319 с.: ил.

Подъемно-транспортные машины. Атлас конструкций. Учебное пособие для вузов. Под ред. д-ра техн. наук М. П. Александрова и д-ра техн. наук Д. Н. Решетова. М., «Машиностроение», 1973, 256 с.

Грузоподъемные машины: Учебно-методическое пособие / Ю. В. Наварский. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2003. 100 с.

Шабашов А.П., Лысяков А. Г. Мостовые краны общего назначения. — 5-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1980. 304 с., ил.

Справочник по кранам: В 2 т. Т.

1. Характеристики материалов и нагрузок. Основы расчета кранов, их приводов и металлических конструкций/В.И. Брауде, М. М. Гохберг, И. Е. Звягин и др.; Под общ. ред. М. М. Гохберга. — Л.: Машиностроение.

Ленингр. отд-ние, 1988. — 536 с.: ил.