1.Розрахунок Баштового крану
1.1. Розрахунок механізму підйому
1.1.1. Кінематична схема механізму підйому :
1.1.2. Вибір каната, діаметру барабана і блоків
Вантажний канат вибирається по розривному зусиллю, яке визначається по формулі:
де F0
– розривне зусилля каната, що приймається по сертифікату, Н;
Smax
– зусилля натягнення гілки каната, Н;
n – коефіцієнт запасу міцності каната; n=5.5 [3. табл.. 11].
Максимальне зусилля натягнення гілки каната визначається по формулі:
де Q – вага вантажу, що підіймається, вага вантажних канатів і захватного органу; Q=10000Н;
z – кількість гілок, на яких підвішений вантаж; z=2
hп
– ККД поліспасту;
ККД поліспасту визначається по формулі:
де hб
= 0,98 для блоків на підшипниках кочення;
З додатку 2 по розривному зусиллю F0
– підбирається сталевий канат подвійного звивання, типа ЛК-Р, конструкції 6´19 (1+6+6/6)+1 о.с. (ГОСТ 2688-80), діаметром dk
=22,5 мм, з розрахунковою межею міцності проволок s=180 МПа, площею перетину всіх проволок Fk
=188 мм2
і розривним зусиллям F0
=28100 Н [11].
Діаметр блоку і барабана по центру намотуваного каната:
де –е коефіцієнт, залежний від РР і типу вантажопідйомної машини; е=25 [3. табл.. 12].
Діаметр блоку і барабана по дну канавки:
Приймаємо діаметр блока крюкової підвіски
Діаметр зрівнювального блоку:
Блоки виготовляють з чавуну СЧ15-32, СЧ18-36, стали 35Л, 45Л.
1.1.3. Розрахунок вузла барабана
Приймаємо барабан діаметром Dб
=400 мм по дну канавки. Розрахунковий діаметр барабана по центру намотуваного каната Dо=405 мм.
Довжина каната, намотуваного на одну половину барабана:
де Н – висота підйому; Н=20000 мм = 20м;
u – кратність поліспасту; u=2
Число робочих витків нарізки на одній половині барабана:
де Lк
– довжина каната, намотуваного на одну половину барабана;
Dб
– діаметр барабана;
Довжина нарізки на одній половині барабана:
tн
– крок нарізки гвинтової лінії на барабані; tн
=26
Загальна довжина барабана визначається по формулі:
Барабан з чавуну СЧ15-32 з межею міцності на стиснення sВ
=686 МПа.
Товщину стінки барабана визначають з розрахунку на стиснення по формулі:
де Smax
– максимальне зусилля натягнення гілки каната;
tн
– крок нарізки гвинтової лінії на барабані;
де к – коефіцієнт запасу міцності при розрахунку барабанів на міцність; k=4,25 [3. додаток 15]
З умови технології виготовлення литих барабанів товщина стінки їх не повинна бути менше 12 мм і визначається по формулі:
де Dб
– діаметр барабана
Приймаємо товщину стінки барабана 14 мм.
Момент якій крутить, і що передається барабаном:
де Smax
– максимальне зусилля натягнення гілки каната;
Dб
– діаметр барабана;
2.1.4. Розрахунок кріплення каната до барабана
Натягнення каната перед притискною планкою визначається по формулі:
де Smax
– максимальне зусилля натягнення гілки каната;
e – основа натурального логарифму;
f – коефіцієнт тертя між канатом і барабаном; f=0,1¸0,16;
a - кут обхвату канатом барабана; a=4p
Сумарне зусилля натягнення болтів визначається по формулі:
де f1
– приведений коефіцієнт тертя між планкою і барабаном, при куті заклинювання каната 2b=80°;
a1
– кут обхвату барабана канатом при переході від однієї канавки планки до іншої; a1
=2p
Сумарна напруга в болті при затягуванні кріплення з урахуванням розтягуючих і згинаючих зусиль:
де n – коефіцієнт запасу надійності кріплення каната до барабана; n³1,5, приймаємо n=1,8;
z – кількість болтів; z=2;
Pu
– зусилля, що згинає болти;
d1
– внутрішній діаметр болти М22, виготовленого зі сталі Ст3; d1
=18,753 мм [3.стр.68]
Напруга, що допускається, для болта:
2.1.5. Розрахунок вісі барабана
Вісь барабана виготовляють зі сталі 45 (ГОСТ 1050-74) з межею міцності sв
=600 МПа.
Реакції в опорах:
Зусилля, діючі з боку маточин на вісь:
Будуємо епюри згинаючих моментів:
По відомому згинаючому моменту приблизно визначаємо діаметр вісі:
де [s] – допустима напруга вигину для матеріалу вісі, для сталі 45 при 3-у режимі навантаженні [s]=60 МПа [3. додаток 18].
Приймаємо діаметр осі d=120 мм.
1.1.6. Потужність електродвигунів і вибір редуктора
де Q – номінальна вага вантажу, що підіймається, маса вантажних канатів та захватного органу, Q = 10000Н; V – швидкість підйому, V=0,6м/с
hм
– загальне ККД механізму, hм
=0,85 [3. табл. ХХХIII.]
Заздалегідь по каталогу вибираємо електродвигун типа MTH 211-6, потужністю N=7 кВт, частотою обертання 920об/хв.
Номінальний момент на валу двигуна:
Відношення максимального моменту до номінального:
Відношення мінімального моменту до номінального:
Частота обертання барабана:
де Uп
– кратність поліспасту; Uп
=2;
V – швидкість підйому; V=0,5м/с;
D – діаметр барабана; D=0,6 м
dк
– діаметр каната; dк
=0,0225 м
Передавальне число редуктора:
По каталогу вибираємо редуктор типа Ц2-500 з сумарною міжосьовою відстанню 500 мм, передавальним числом Uр
=20, значенням потужності при легкому РР N=123 кВт, оборотами n=750 об/хв, з моментом що передається редуктором МТ
=5000 Нм, вал тихохідний під зубчату муфту [2. V.табл. 1.47.].
Середній момент двигуна в період пуску:
Оскільки Мп
ср
=3088 Н м < МТ
=5000 Н м, то редуктор задовольняє умовам перевантаження двигуна.
Фактична швидкість підйому вантажу:
Статичний момент на валу двигуна при підйомі номінального вантажу:
де Sп1
– зусилля в навиваємому на барабан канаті при підйомі вантажу; Sп1
=16460 Н;
а – число гілок, навиваємих на барабан; а=2;
hм
– ККД механізму підйому, що приймається залежно від вантажу, що піднімається, по експериментальному графіку; hм
=0,85 [1. табл. II.1.7.]
Зусилля в канаті, звиваємому з барабана, при опусканні вантажу:
Статичний момент на валу двигуна при опусканні номінального вантажу:
Момент інерції рухомих мас механізму, приведених до валу двигуна, при підйомі вантажу:
де Jр.м
.
– момент інерції ротора двигуна; Jр.м.
=1,172 кг м[5];
d - коефіцієнт, що враховує моменти інерції мас деталей, що обертаються повільніше, ніж вал двигуна; d=1,2 ;
m – вага вантажу, що піднімається; m=87500 Н;
Uм
– загальне передавальне число механізму:
Uм
=Uр
´U=20´2=40;
hм
– ККД механізму підйому; hм
=0,85 [1. табл. II.1.7.];
Rб
– радіус барабана по центру намотуваного каната; Rб
=0,31125 м
Час пуску при підйомі номінального вантажу:
w - кутова швидкість двигуна;
Час пуску при опусканні номінального вантажу:
Прискорення при пуску номінального вантажу, що піднімається:
Середньоквадратичний момент:
де Stп
– сумарний час пуску протягом одного циклу; Stп
=41 с
Stу
– загальний час сталого руху; Stу
=147 с;
b - коефіцієнт, що враховує погіршення умов охолоджування під час пауз; b=0,85
Еквівалентна потужність по нагріву:
Отже, вибраний двигун задовольняє умові нагріву (Nэ
£ Nн
).
2.1.8. Розрахунок гальма
Гальмо встановлюється на швидкохідному валу редуктора. Розрахунковий гальмовий момент:
де kт
– коефіцієнт запасу гальмування; kт
=1,75 для легкого РР [3. табл.. 18];
Мст.т
– статичний момент на валу двигуна при гальмуванні:
По каталогу вибираємо гальмо двохколодочні ТКГ-500м з найбільшим гальмовим моментом 2500 Н м, відрегульований на розрахунковий момент [2. табл. V.2.23.].
2.1.9. Вибір сполучних муфт
Виходячи з діаметру гальмового шківа між двигуном і редуктором встановлюємо втулково-пальцеву муфту МУВП з гальмівним шківом Dт
=400 мм, з найбільшим моментом, що передається, 8000 Н м [2. табл.. V.2.41.].
Сполучна муфта перевіряється по номінальному моменту:
де k1
– коефіцієнт, що враховує ступінь відповідальності муфти; k1
=1,3 для механізму підйому [2. табл. V.2.36.];
k2
– коефіцієнт, що враховує умови роботи; k2
=1,2 [2. табл. V.2.37.]
Між барабаном і редуктором встановлюємо зубчату муфту. Що крутить момент, що передається муфтою:
де Smax
– максимальне натягнення гілки каната;
hб
– ККД барабана;
З каталогу вибираємо стандартну зубчату муфту №10 з модулем m=6мм, числом зубів z=56, шириною зуба b=40 мм, найбільшим моментом, що передається муфтою 50000 Н м [2. табл. V.2.39].
2.2. Розрахунок механізму пересування візка
2.2.1 Кінематична схема механізму пересування візка:
2.2.2. Розрахунок опіру пересування візка:
Q – номінальна маса вант
Q=35000 кг;
Gт
– маса візка крана; Gт
=53520 кг;
Dк
– діаметр ходового колеса візка;
Dк
=0,63 м, колесо двохреборне, з циліндровим профілем, ширина робочої доріжки 0,125 м [2. табл. V.2.43.];
d – діаметр цапфи:
d = (0,25 ¸ 0,30)Dк
= (0,25 ¸ 0,30) 0,63 = 0,1 ¸ 0,11 = 0,102 м;
Приймаємо d=0,102 м;
f – коефіцієнт тертя в підшипниках коліс; f = 0,015; підшипник сферичний дворядний;
m - коефіцієнт тертя кочення колеса по плоскій рейці; m = 0,06; колесо із сталі [2. VI.3.2.];
kр
– коефіцієнт, що враховує опір від тертя реборд коліс об рейки; kр
= 1,5 [2. VI.3.3.];
Wук
– опір пересуванню від ухилу;
a - розрахунковий кут підкранового шляху; a = 0,002 для шляхів, що укладаються на металевих балках;
,
Wв
– опір пересуванню від дій вітрового навантаження;
,
rв
– питоме вітрове навантаження;
,
qo
– швидкісний натиск вітру на висоті 10 м;
V – швидкість вітру, V = 15 м/с;
,
nв
– коефіцієнт, що враховує зростання швидкісного натиску залежно від висоти установки крана над поверхнею землі (води); nв
= 1,32;
с – аеродинамічний коефіцієнт; с = 1,2 для коробчатих конструкцій;
b - коефіцієнт динамічності, що враховує пульсуючий характер вітрового навантаження; b = 1
,
F – навітряна площа конструкції візка і вантажу; F = 65 м2;
Опір пересуванню візка складає 34900 Н.
2.2.3. Потужність двигуна і вибір редуктора
Розрахунок приведеного опору пересування візка:
де Wст
– статичний опір пересуванню візка;
Gт
– маса кранового візка;
Q – Номінальна маса вантажу, що підіймається;
а – середнє прискорення візка при пуске, а=0,25 м/с2
;
hм
– загальне ККД механізму, hм
= 0,9; [1. табл. II.1.7.]
yср
– середня кратність пускового моменту, yср
= 2,0;
Потужність електродвигуна складає:
Потужність двигунів механізму пересування візка складає 59,4 кВт, отже, один двигун має потужність N=14,85 кВт.
Заздалегідь по каталогу вибираємо електродвигун типа 4А160М6ОМ2, потужністю N=15 кВт, частотою обертання n=975 об/хв., w=102,5, моментом інерції ротора Jр=0,073 кг м. [5]
Частота обертання колеса візка:
Розрахункове передавальне число редуктора:
По каталогу приймаємо редуктор типа ВКН-630 з передавальним числом U=100, виконання по схемі 2. [2. табл. V.1.51.]
Фактична частота обертання колеса:
Фактична швидкість пересування візка з номінальним вантажем:
Мінімальний час пуску двигуна ненавантаженого візка:
де ап.мах
– максимально допустиме прискорення ненавантаженого візка;
де j - коефіцієнт зчеплення ведучого колеса з рейкою;
j=0,12 для кранів, що працюють на відкритому повітрі [3. c. 110];
Статистичний момент опору пересуванню ненавантаженого візка, приведений до валу двигуна:
Момент інерції рухомих мас візка, приведений до валу двигуна:
де Jр.м
– момент інерції ротора двигуна;
Визначимо середній пусковий момент двигуна для розгону ненавантаженого візка з умови відсутності пробуксовування привідних коліс і наявності необхідного запасу зчеплення:
Розрахункова потужність:
Для приводу механізму пересування візка остаточно вибираємо електродвигун 4А 160М6 ОМ2, з номінальнім моментом Мн
= 147 Нм.
Середній пусковий момент:
Фактичний час пуску двигуна навантаженого візка:
Фактичне прискорення при розгоні ненавантаженого візка:
2.2.4 Розрахунок гальмівного моменту і вибір гальма:
При гальмуванні візка без вантажу допустиме максимальне прискорення, при якому забезпечується запас зчеплення коліс з рейками 1,2, визначається по формулі:
Час гальмування візка без вантажу виходячи з максимального допустимого прискорення:
Величина гальмівного шляху, що допускається:
Мінімальний допустимий час гальмування:
Гальмівний момент розраховується по наступній формулі:
Приймаємо колодочні гальма з гідротовкачем типа ТТ з найбільшим гальмовим моментом 100 Н м, діаметром гальмового шківа 160 мм, шириною колодки 75 мм, тип гідротовкача ТЕГ-16 з тяговим зусиллям 160 Н. Гальма регулюється на необхідний гальмовий момент [2. табл. V.2.23.].
2.3. Розрахунок механізму пересування крана
2.3.1. Кінематична схема механізму пересування перевантажувача:
2.3.2. Розрахунок опору пересуванню крана:
Q – номінальна маса вантажу, що піднімається, з урахуванням ваги захватного органу; Q=35000 кг;
Gк
– маса крана з візком; Gк
=430000 кг;
Dк
– діаметр ходового колеса крана; Dк
=0,8 м, колесо двохреборне, з циліндровим профілем, ширина робочої доріжки 0,17 м [2. табл. V.2.43.];
d – діаметр цапфи:
d = (0,2 ¸ 0,25)Dк
= (0,2 ¸ 0,25) 0,8 = 0,16 ¸ 0,2 = 0,18 м;
Приймаємо d=0,18 м;
f – коефіцієнт тертя в підшипниках коліс; f = 0,015; підшипник сферичний дворядний;
m - коефіцієнт тертя кочення колеса по плоскій рейці; m = 0,06; колесо із сталі [2. VI.3.2.];
kр
– коефіцієнт, що враховує опір від тертя реборд коліс об рейки; kр
= 1,5 [2. VI.3.3.];
Wук
– опір пересуванню від ухилу:
a - розрахунковий кут підкранового шляху; a = 0,002 для шляхів, що укладаються на металевих балках зі залізобетонним фундаментом;
Wв
– опір пересуванню від дій вітрового навантаження;
rв
– питоме вітрове навантаження;
qo
– швидкісний натиск вітру на висоті 10 м;
,
V – швидкість вітру;
V = 15 м/с для регіону міста Іллічівськ;
nв
– коефіцієнт, що враховує зростання швидкісного натиску залежно від висоти установки крана над поверхнею землі (води);
nв
= 1,32;
с – аеродинамічний коефіцієнт;
с = 1,2 для коробчатих конструкцій;
b - коефіцієнт динамічності, що враховує пульсуючий характер вітрового навантаження;
b = 1;
F – навітряна площа конструкції крана і вантажу;
F = 270 м2
;
Опір пересуванню крана складає 1067 кН.
2.3.3. Потужність двигуна і вибір редуктора
Розрахунок приведеного опору пересування крана:
де Wст
– статичний опір пересуванню візка;
Gт
– маса крана, Gт
=430000 кг;
Q – Номінальна маса вантажу, що підіймається;
а – середнє прискорення крану при пуске, а=0,1 м/с2
;
hм
– загальне ККД механізму, hм
= 0,9; [1. табл. II.1.7.]
yср
– середня кратність пускового моменту, yср
= 2,0;
Потужність електродвигуна складає:
Потужність двигунів механізму пересування крана складає 163,3 кВт, отже, один двигун має потужність N=20,4 кВт.
Заздалегідь по каталогу вибираємо електродвигун типа 4А200L8OM2, потужністю N=22 кВт, частотою обертання n=730 об/хв, w=76,41; моментом інерції ротора Jр=0,18 кг м, з номінальним моментом Мн
=288 Н м [5].
Частота обертання колеса крана:
Розрахункове передавальне число редуктора:
Розрахункова потужність редуктора:
По каталогу приймаємо редуктор типа ВКН - 630 з передавальним числом U=125, виконання по схемі 2 [2. табл. V.1.51.].
Фактична частота обертання колеса:
Фактична швидкість пересування крана з номінальним вантажем:
Мінімальний час пуску двигуна ненавантаженого крана:
де ап.мах
– максимально допустиме прискорення ненавантаженого крана;
де j - коефіцієнт зчеплення ведучого колеса з рейкою;
j=0,12 для кранів, що працюють на відкритому повітрі [3. c. 110];
Статистичний момент опору пересуванню ненавантаженого крана, приведений до валу двигуна:
Момент інерції рухомих мас крана, приведений до валу двигуна:
де Jр.м
– момент інерції ротора двигуна;
Визначимо середній пусковий момент двигуна для розгону ненавантаженого крана з умови відсутності пробуксування привідних коліс і наявності необхідного запасу зчеплення:
Розрахункова потужність:
Для приводу механізму пересування візка остаточно вибираємо електродвигун 4А 200L8 ОМ2.
Середній пусковий момент:
Фактичний час пуску двигуна навантаженого крана:
Фактичне прискорення при розгоні ненавантаженого крана:
2.3.4. Розрахунок гальмового моменту і вибір гальма
При гальмуванні крана без вантажу допустиме максимальне прискорення, при якому забезпечується запас зчеплення коліс з рейками 1,2, визначається по формулі:
Час гальмування крана без вантажу виходячи з максимального допустимого прискорення:
Величина гальмового шляху, що допускається:
Мінімальний допустимий час гальмування:
Гальмовий момент розраховується по наступній формулі:
Приймаємо колодочні гальма з гідротовкачем типу ТТ з найбільшим гальмовим моментом 200 Н м, діаметром гальмового шківа 200 мм, шириною колодки 95 мм, тип гідротовкача ТЕГ-25 з тяговим зусиллям 250 Н. Гальма регулюється на необхідний гальмовий момент [2. табл. V.2.23.].