Расчет механизмов – козлового консольного крана грузоподъемностью 8 тонн
Работа из раздела: «
Технология»
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.
|Грузоподъемность крана |8 тонн |
|Пролет |25 метров |
|Высота консолей |4,5 метра |
|Скорость подъема груза |0,2 м/с |
|Скорость передвижения тележки |38 м/мин |
|Скорость передвижения крана |96 м/мин |
|Высота подъема |9 метров |
|Режим работы |5к |
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/zun(0=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
F(Fк*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
D(d*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
|Наименование показателя | | |Результаты расчета при |
| |Обозна-|Едини- |массе |
| |чение |ца |поднимаемого груза, кг |
| | | |8000 |4000 |1600 |400 |
| | | | | | | |
|КПД |( |- |0,85 |0,8 |0,65 |0,5 |
| | | | | | | |
|Натяжение каната у барабана|Fб |Н |19818 |9909 |3963 |990 |
|при подъеме груза | | | | | | |
| | | | | | | |
|Момент при подъеме груза |Тс |Н*м |183,94|97,90|45,52 |14,45 |
| | | | |2 | | |
|Время пуска при подъеме |tп |С | | |0,27 |0,22 |
| | | |1,14 |0,34 | | |
|Натяжение каната у барабана|Fcоп |Н | | |3884,8|971 |
|при опускании груза | | |19423 |9711 | | |
| | | | | | | |
|Момент при опускании груза |Tсоп |Н*м | | | |6,9 |
| | | |140 |70 |28 | |
|Время пуска при опускании |tоп |с | | | |0,14 |
| | | |0,09 |0,11 |0,13 | |
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=[pic]=
(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=0,2081,2
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.
