Задание расчет механизма подъема тележки электрического мостового крана пример с решением
Рассчитать механизм подъема тележки электрического мостового крана с грузовым крюком по следующим данным:
-сила тяжести груза Gг = 70 кН,
- высота подъема Н = 18 м,
-скорость подъема υг = 22 м/мин,
-режим работы тяжелый.
Рис.1 Схема механизма подъема.
Выбор каната.
Уточняю схему механизма подъема и определяю наибольшее натяжения гибкого тягового органа. Схема расположения механизма подъема на тележке электрического мостового крана принята с учетом, что применен полиспаст сдвоенный с двумя подвижными блоками в подвеске и четырьмя ветвями каната (см рис. 1). Максимальное натяжение в одной ветви каната, набегающей на барабан, определяем по формуле (1), в которую подставляем) силу тяжести крюковой подвески
Gn= (0,01 ... 0,03) • 70 = 1,2 кН;
и КПД полиспаста с подшипниками качения η = 0.98:
(1)
Выбор типа гибкого тягового органа. В качестве гибкого тягового органа можно использовать стальной проволочный канат. Механизмы подъема с машинным приводом и тяжелым режимом работы выполняют с запасом прочности тягового органа kk = 6 (табл. 2 [1]).
По ГОСТ 2688—80 выбираем стальной канат двойной свивки типа ЛК-Р (табл. 7 [1]).). Разрывное усилие каната вычисляется по формуле (2). По полученному разрывному усилию в табл. 3 подбираем канат диаметром dK = 14 мм. Предел прочности проволок этого каната σв = 1764 МПа, а допускаемая разрушающая нагрузка Fp = 108,0 кН.
Выбор типа подвески. Грузозахватное устройство— крюк. Выбираем короткую подвеску, которая позволяет уменьшить размеры механизма подъема, при сдвоенном полиспасте груз перемещается строго в вертикальном направлении. Крюк крепится в отверстии траверсы подвески. На цапфах траверсы установлены два подвижных блока.
Определение размера блоков. Диаметр подвижных блоков равен диаметру барабана, по формуле :
Dб = 30 • 14 = 420 мм.
По ГОСТ 22644—77 принимаем Dб = 400 мм.
При наматывании каната на барабан подвижные блоки и барабан вращаются с частотой, которую определяют по формуле:
пб = 22 • 2/ (3,14 • 0,4) = 35 мин-1.
Каждый подвижный блок (zбл = 2) устанавливают на двух (zподш = 2) радиальных шарикоподшипниках и эквивалентная динамическая нагрузка для одного радиального подшипника
(2)
где kб— коэффициент запаса.
Долговечность подшипника L = 60nбLn/10 = 60 • 35 • 6000/10 = 12,6 млн. об.
Динамическая грузоподъемность подшипника
С = Fэ = 26,25 • = 26,25 • 2,32 = 60,9 кН.
По ГОСТ 8338—75 выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники № 312 (внутренний диаметр d = 60 мм, наружный диаметр Dн = 130 мм, ширина одного подшипника bп = 31 мм), у которого С= 64,1 кН.
Размеры блоков следующие : радиус канавки под канат r = 0,6 ... 0,7 dK = 8,5 мм, высота канавки hк=(1,5 ... 2) dк=25 мм, ширина канавки bк = (1,6 ... 3) dK = 30 мм, длина ступицы блока l\ц = 2bп + 3 = 65 мм.
Выбор грузового крюка. Выбираем удлиненный однорогий крюк типа Б грузоподъемностыо 8 т для тяжелого режима работы (прил. 3 и 4).
Основные размеры крюка, необходимые для расчета на прочность деталей подвески, следующие : а = 110 мм, b1 = 65 мм, b2 = 26 мм, h = 100 мм, резьба на стержне крюка М56 (d = 56 мм, d, = 48,8 мм, шаг резьбы 5,5 мм), d0=60 мм.
По статической нагрузке (с коэффициентом запаса 1,3 ... 1,5) G=(1,3...1,5)• •Gг=1,4 • 70 = 98 кН
для крюка выбираем упорный шарикоподшипник №8312. Внутренний диаметр подшипника соответствует диаметру стержня крюка d0 = 60 мм. По наружному диаметру упорного подшипника (Dп = 110 мм) определяем ширину траверсы подвески bТ = Dп + (10 ... 25) = 120 мм.
Проверка крюка на прочность. Наибольшие напряжения в сечении а1 — а2 от растяжения и изгиба находим по формуле для бруса большой кривизны:
σа1 = 70•40•100/4550•0,09•55=124 МПа < [σp] = 150 МПа
Здесь площадь сечения крюка А == h (b1 + b2) / 2 = 100 (65 + 26) / 2 = = 4550 мм2; расстояние до центра тяжести сечения
e2 = h — е1, = 100 — 40 = 60 мм; r = а/ 2 + e1 = 55 + 40 = 95 мм,
коэффициент кривизны
Расчет деталей подвески на прочность. Рассчитаем на прочность траверсу. Она работает на изгиб. Наибольшие напряжения изгиба траверсы в сечении, ослабленном отверстием, подсчитывают по формуле. При допускаемых напряжениях изгиба [σи] = 70 МПа и изгибающем моменте по формуле определяем
МИ = (70 • 200/ 4 — 70 • 110/(2 • 4)) = 254 кН - мм,
находим необходимый момент сопротивления опасного сечения траверсы
Wт = ми / [σи] = 254000 / 70 = 3630 мм³.
Момент сопротивления прямоугольного сечения траверсы
Wт = (b1 — b2) • .
Из этой формулы, подставив известные величины d2 = d0 + (2 — 5) = 65 мм, d3 = Dп = 110 мм, l = Lп = bт + lп + 15 мм = 120 + 65 + 15 = 200 мм, найдем высоту сечения
hт = = 62,5 мм.
Напряжение изгиба в цапфе траверсы
Определение размеров барабана.
Диаметр барабана, как и диаметр подвижных блоков, принимаем равным Dд — 400 мм. Канат навивается на барабан в один слой. Для уменьшения изнашивания каната на барабане делают канавки: шаг нарезки s = dк + (4 ... 9 мм) = 19 мм,
радиус канавки r0 = (0,6 ... 0,7) dк ≈ 9 мм,
глубина канавки с = (0,6 ... 0,9) dк ≈ 9,5 мм.
Определение канатоемкости и полной длины барабана. При сдвоенном полиспасте барабан имеет два рабочих участка. На каждый рабочий участок наматывается канат длиной
lк = Hin 18•2 = 36 м.
Длина рабочего участка нарезной части барабана (одной половины)
lp = [lк / (πDб) + (1,5 ... 2)] s = [36 / (3,14 • 0,4) + 2] 19 = 570 мм.
Полная длина сдвоенного барабана складывается из двух рабочих участков с винтовой нарезкой 2lp = 2 • 570 = 1140 мм, двух участков для крепления каната на барабане планками l3 = 3 • s ≈ 50 мм и среднего участка lс = Lп — 2hmin tgd = 200— 2 • 600 • 0,11 = 64 мм, где расстояние между ветвями каната на подвеске Lп = 200 мм. При максимальном допустимом угле d = 6° отклонения каната от оси канавки барабана имеем tgd = tg6° = 0,11, минимальное расстояние между осями подвижных блоков подвески и осью барабана
hmin = 1,5D6 = 600 мм.
Общая длина барабана по формуле
Lб = 2Lр + 2lз + 2lб + lс= 1140 + 100 +40 + 64 = 1344 мм.
Барабан получится не громоздким, так как Lб < (3 ... 5)Dб.
Определение толщины стенки барабана и проверка его на прочность. Толщину стенки барабана выбирают из технологических соображений. У литых чугунных барабанов толщина стенки δ = 0,02Dб + (6 ... 10) = 0,02 • 400 + 8 = 16 мм.
Стенки барабана находятся в сложном напряженном состоянии, они работают па изгиб, кручение и сжатие. Основным является расчет па сжатие, по формуле находим
σсж = 18 100/ (16 • 19) = 62,8 МПа,
что меньше допускаемых напряжений для чугуна.
Сч 15 ([σсж ] = 80 МПа).
Таким образом, прочность барабана достаточна.
Выбор схемы крепления каната. Принимаем винтовое крепление каната к сдвоенному барабану с планками. По нормам Госгортехнадзора число винтов должно быть не менее двух.
Планки имеют трапецеидальной формы зажимные канавки с углом наклона γ = 40°. Натяжение каната в местах крепления его планками уменьшается в результате трения двух запасных витков каната о барабан. При коэффициенте трения стали о сталь или чугун f = 0,16 и угле обхвата двух запасных витков каната d = 4π по формуле находим
Fкp= 18 100/2,710,16·4·3,14 = 2290Н.
Планки удержат канат, если сила затяжки винтов
Fз = 2290 / 0,16+0,22 = 6030Н
f1 = f / sin γ+ fcos γ = 0,16 / sin40º+0,16 cos 40º = 0,22
Стержень винта работает на растяжение, кручение и изгиб. Диаметр винта d = 1,2dK = 1,2 • 14 ≈ 16 мм.
Принимаем два винта (z =2) с резьбой М16; стержень винта по внутреннему диаметру резьбы d1 = 13,4 мм. Наибольшие напряжения в стержне винта с учетом кручения формула
Допускаемые напряжения для стали СтЗ [σ] = 80 МПа и прочность винта обеспечена.
Определение мощности двигатели при установившемся движении механизма подъема с учетом крюковой подвески. При КПД полиспаста, барабана и редуктора
η0 = 0,85 по формуле (43) получаем
Выбор двигателя. Для кранового механизма подъема из каталога выбираем по расчетной мощности асинхронный электродвигатель переменного тока с повышенным скольжением 4АС180 (прил. 5).
При тяжелом режиме работы двигатель имеет Pи = 31,6 кВт, п = 1500 мин и диаметр вала двигателя dB = 65 мм.
Определение передаточного отношения приводного механизма, выбор схемы привода или стандартного редуктора. Передаточное отношение и = 1500/35 = 42,8.
Крутящий момент на валу барабана, с которым соединяется выходной вал редуктора,
Тб = (Gг + Gn)Dб / 2iп = (70 000 + 1200)0,4 /(2 • 2) = 7120 Н • м.
По крутящему моменту и передаточному отношению с точностью ±5% подбираем (прил. 7) стандартный двухступенчатый редуктор Ц2У-315 Н, передаточное отношение которого и0 = 40. Выходной вал редуктора соединяется непосредственно с барабано. По диаметру вала двигателя dT = 65 мм подбираем стандартную упругую втулочно-пальцевую муфту МУВП с тормозным шкивом диаметром DT = 200 мм.
Выбор месторасположения и типа тормоза. Для получения минимальных габаритов тормоз надо установить на валу с наименьшим крутящим моментом, т. е. на валу электродвигателя. Принимая двухколодочный тормоз, мы обеспечиваем разгрузку тормозного вала от радиальных нагрузок.
Определение тормозного момента. Наибольший момент тормоз должен развивать при опускании груза. По формулам (30) и (31) получаем
Тт = 2 • 70 000 • 0,4 • 0,85 / (2 • 2 • 40) = 297 Н • м.
Выбор стандартного тормоза и расчет его основных деталей. По тормозному моменту и диаметру тормозного шкива выбираем (прил. 9) двухколодочный тормоз с гидротолкателем ТКТГ-200 (схема показана на рис. 63). Максимальный тормозной момент тормоза Тт = 300 Н • м. Ширина колодок Вк = 90 мм, угол охвата тормозного шкива β = 70°. Усилие прижатия колодок к тормозному шкиву
Давление между колодкой и тормозным шкивом по формуле (36)
Давление не превышает допустимых значений для тормозных обкладок из ферродо (см. табл. 5) , т. о. долговечность работы тормоза обеспечена.
Литературные источники.
1. Ф. К.Иванченко Расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин. Киев. Вища школа. 1978.
2. Справочник по кранам. М Машиностроение. 1985.