Механизм подъема крана

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. ОПИСАНИЕ УСТРОЙСТВА МЕХАНИЗМА ПОДЪЁМА

Механизм подъёма крана представляет собой специальную лебёдку, состоящую из электродвигателя 1, муфты 2 соединяющую двигатель с трансмиссионным валом 3, муфта с тормозом 4 соединяющая трансмиссионный вал с ведомым валом редуктора 5, ведомый вал через муфту 6 соединён с приводным барабаном 7, полиспаст 8 - это система подвижных и неподвижных блоков объединённых гибкой связью, канатом или цепью, полиспаст соединён с крюком.

Полиспаст, в механизме подъёма, применён для получения выигрыша в силе, который состоит, как уже сказано выше, из системы подвижных и неподвижных блоков, связанных между собой канатом. Поскольку груз при этом висит на нескольких ветвях каната, то усилие в канате уменьшается во столько раз, сколько ветвей каната держат груз. Соответственно требуется канат меньшего диаметра, и как следствие этого, меньшего диаметра и барабан. С уменьшением диаметра барабана уменьшается также потребное передаточное число редуктора, так как возрастёт частота вращения барабана. Всё это упрощает конструкцию механизма подъёма, делая её более лёгкой и компактной. На кранах обычно применяются сдвоенные полиспасты (на барабан наматываются две ветви каната), что обеспечивает строго вертикальный подъём груза.

Заданные параметры для проектирования:

Грузоподъёмность - Q=6,3 * 10³ кг

Режим работы -лёгкий

Кратность полиспаста - j_пл =2

Высота подъёма -Н = 16 м.

Скорость подъема - V=0,16 ^м/_с

2. РАСЧЕТ И ВЫБОР КАНАТОВ

Как уже говорилось выше, для обеспечения строго вертикального подъёма груза применяются сдвоенные полиспасты, у которых на барабан наматываются две ветви. Число ветвей каната, на которых висит груз, зависит от грузоподъёмности крана. Чем больше число ветвей тем меньше усилие в канате, на барабане, а следовательно, меньше диаметр каната и барабана, меньше диаметр вала и размеры подшипников вала. Однако с увеличением числа ветвей увеличивается и число блоков, а это усложняет и утяжеляет подвеску. В данном случае грузоподъёмность крана равна:

Q = 6,3 * 10³ кг.

Основываясь на практике, принимаем количество ветвей равное 4. Опять же повторимся, что полиспасты в кранах применяются для выигрыша в силе. Величина этого выигрыша характеризуется кратностью полиспаста и определяется по формуле.

j_пл =z/z_б

где z - число ветвей, на которых висит груз (в данном случае z=4);

z_б - число ветвей, наматываемых на барабан (для сдвоенного полиспаста z_б = 2.) В нашем, данном, случае, исходя из условия, как рас и будет использоваться сдвоенный полиспаст. Подставляя значения в выше указанную формулу находим кратность полиспаста.

j_пл = 4/2 = 2.

При использовании полиспаста скорость движения каната будет больше скорости подъёма груза

V_к = j_пл * V_г

Максимальное усилие в канате в точке набегания его на барабан определяется по формуле:

F_max = Q * g / z * з_пл * зⁿ_НБ (Н)

Где Q - грузоподъёмность, кг;

з_пл - КПД полиспаста;

зⁿ_НБ - КПД неподвижных блоков (n - число таких блоков приходящихся на одну ветвь каната). КПД неподвижного блока на подшипниках качения равен 0,98. КПД подвижного блока больше чем неподвижного при j_пл = 2 з_пл = 0,99. КПД уравнительного блока принимаем равным 1.

g - ускорение свободного паления = 9,8 ^м/c²

Определим максимальное усилие в канате:

F_max =6,3*10³*9,8/4*0,99*0,98=15909=16кН

Расчётное разрывное усилие в канате согласно правилам Госгортехнадзора определяется как -

F_разр= F_max*k₃ (H)

Где k₃ - коэффициент запаса прочности, для лёгкого режима он равен 5,0

F_разр= 15,9 * 5,0 - 79, 5 кН.

Окончательно канат выбирается по таблицам ГОСТа ближайшего большего разрывного усилия. В данном случае имеем d_K= 13 мм (d_K - диаметр каната). Предел прочности стали 1568 МПа.

3. ВЫБОР КРЮКА

подъем кран электродвигатель редуктор

В мостовых кранах общего назначения применяются кованые однорогие крюки, которые могут быть укороченного или удлиненного типа. Для проектируемой крюковой подвески принимается удлинённый крюк (рис.1). Крюк выбирается по ГОСТ 6627-74 в зависимости от грузоподъёмности и режима работы.

В данном случае выбираем крюк под номером 14;

Рис.1

d₁= 50 мм -- диаметр шейки крюка

d₀= М48 = диаметр резьбы хвостовика.

Крюк с помощью подшипника и гайки устанавливается в траверсе блочной подвески (см.рис.2). Упорный подшипник выбирается по диаметру хвостовика крюка и статической грузоподъёмности подшипника (вращение крюка является только установочным.) Статическая грузоподъёмность определяется по формуле:

С_0А= К_д* Q* g (H)

С_0А = 1, 2 * 6,3 * 10³ * 9,8 = 74088 (H).

где: К_д =1,2 - динамический коэффициент;

Q = 6, 3 * 10³ кг -грузоподъёмность крана;

g = 9,8 - ускорение свободного падения.

Для крюков применяются однорядные шариковые упорные подшипники по ГОСТ-6874-75. Выбираем тип подшипника 8210.

Размер подшипника:

d=50мм; D = 78mm; H = 22 мм.

Упорный подшипник верхним кольцом устанавливается с натягом на хвостовик крюка. Нижнее кольцо имеет внутренний диаметр на 0,2 мм больше, чем верхнее, поэтому оно свободно охватывает хвостовик крюка. Упорный подшипник удерживается на хвостовике гайкой, которая навинчивается на резьбовую часть хвостовика.

4. РАСЧЁТ ГАЙКИ КРЮКА

Гайка крюка выполняется с уширением нижней части, которая охватывает упорный подшипник. Наименьший диаметр гайки определяется по формуле:

D = 1,8 * d₀ мм.

Где d₀ - диаметр резьбы хвостовика крюка.

D = 1,8*48 = 86,4 мм

По правилам безопасности стопорение гайки может осуществляться только при помощи планки, которая устанавливается в шлице на торцевой части хвостовика и крепится болтами в тело хвостовика или гайки.

5. РАСЧЁТ ЭЛЕМЕНТОВ ПОДВЕСКИ

Траверса подвески служит для крепления крюка и блоков подвески (рис 2) . В средней своей части траверса имеет прямоугольное сечение с отверстием для хвостовика крюка, концы траверсы имеют круглое сечение для посадки подшипников блоков. Траверсу можно представить как простую балку, работающую на изгиб. Расчёт на прочность следует вести по двум опасным сечениям А-А, В-В, (рис 2.].

Рис. 2.

Максимальный изгибающий момент в сечении А-А определяется по формуле:

М_А-А=Q*g*l/4 (Н*м)

Где: l = 250 мм -- расчётная длинна траверсы.

Q = 6,3 * 10³ кг -- грузоподъёмность;

g =9,8 м/с² - ускорение свободного падения;

М_А-А =(6,3 * 10³ *9,8*25)/4= 386000 Н*см

Момент в сечении В-В будет равен:

М_В-В=((Q*g)/2)*(L-b₁) (Н*м)

М_В-В=((6,3*10³ *9,8)/2)*((25-12,5)/2 ) Н*см

Траверса обычно изготавливается из стали 40-45 с пределом выносливости у_-1 =250...260 МПа. Поскольку траверса работает в пульсирующем цикле, то допускаемое напряжение для предварительного расчёта определяем по упрощенной формуле:

[у] =1,4* у_-1/К^”₀* [n] (МПа)

Где: К^”₀ -- коэффициент, учитывающий конструкцию детали (для валов, осей и цапф К^”₀ = 2,0...2,8);

[n] - допускаемый коэффициент запаса прочности ( для легкого режима = 1.4).

[у]=(1.4*250)/(2.5*1.4)=100 МПа

Исходя из условия прочности, необходимая высота траверсы будет равна:

h=v(6*М_А-А)/((b_ТР-d_ТР) [у]) мм

h=v(6*386000/((9.5+1.2-5.2)*100*10⁶)=0.065м=65мм

Необходимый диаметр цапфы определяется по формуле:

d=³vM_B-B/(0.1*[у]) мм

d=³v1930/(0,1*100*10⁶)=0,0578 м=57,8 мм

6. РАСЧЁТ БЛОКОВ ПОДВЕСКИ

Блоки служат для поддержания и изменения направления их движения. Перегиб каната на блоках является одной из причин износа канатов, поэтому, чем меньше диаметр блока, тем больше износ каната. Минимально допустимый диаметр блока определяется по формуле:

D_бл = d_K* e мм

Где: d_K - диаметр каната, мм.

e - коэффициент, учитывающий допустимый перегиб каната на барабане, для лёгкого режима e = 20.

D_бл = 13*20 = 260 мм

Принимаем D_бл = 320 мм

Профиль канавок блоков принимается по нормалям в зависимости от диаметра каната. Каждый блок устанавливается на двух шариковых радиальных подшипниках. Нагрузка на один подшипник при максимальном грузе вычисляется по формуле:

Р_max=(Q*g/2*n_бл)*k_д*k_v (H)

Где: k_д = 1,2 - динамический коэффициент;

n_бл - число блоков в подвеске;

k_v - коэффициент вращения (при вращении наружного кольца подшипника k_v = 1,35)

Р_max =(6,3*10³*9,8/2*2)*1,2*1,35=25005 Н = 25 кН

Однако, в связи с тем, что кран работает с разными грузами, расчёт следует вести по эквивалентной нагрузке, которую с достаточной точностью можно определить по следующей формуле:

Р_экв ⁼ K_пр *Р_мах (H)

Где: K_пр - коэффициент приведения (для лёгкого режима равный 0,6);

Р_ЭКВ = 0,6*25 = 15 кН

Требуемая долговечность подшипника L (в млн. оборотов) определяется по формуле:

L=60* n_бл*L_h/10⁶

Где: L_h - долговечность подшипника, равная 1000 часам (для лёгкого режима);

n_бл - частота вращения блока, мин ^г, которая вычисляется по формуле:

n_бл=60* V_K /3.14* D_бл

V_K=V_r*j_пл

Где V_K - скорость каната м/с;

V_r - скорость груза м/с;

j_пл - кратность полиспаста;

D_{бл -} диаметр блока, м.

n_бл=60*016*2/3.14*0.32=19 мин^-1

Расчётная динамическая грузоподъёмность шарикового подшипника будет равна:

С = P_экв * ³v L (H)

С = 15 * 10³ * ³vl,14*10³ = 156700 (H)

Подшипник выбирается по ГОСТу - 8338 - 75.

Выбираем:

типоразмер 112

d = 60мм,

D = 95мм,

В = 18мм.

7. РАСЧЁТ БАРАБАНА

Барабан служит для навивки каната и создания тягового усилия. По технологии изготовления барабаны могут быть литыми (чугун марок СЧ-15-32, СЧ-28-48, или сталь марок 25Л и 35Л) либо сварными из стальных листов (СтЗ). Сварные барабаны значительно легче литых, но более трудоёмки по изготовлению. Расчётными параметрами барабанов являются: диаметр, длина, и толщина стенки. Диаметр барабанов определяется по той же формуле что и диаметр блоков. Для равномерной укладки каната на поверхности барабана наносятся винтовые канавки нормализованного профиля. При использовании сдвоенного полиспаста, когда на барабан наматываются две ветви каната, на одной половине барабана делается левая нарезка, на другой правая. В этом случае при вращении барабана обе ветви либо наматываются, сдвигаясь к середине барабана, либо сматываются с барабана, смещаясь к его краям. Расстояние между центрами канавок, или попросту говоря шаг, принимается равным:

t = d_K + (1, 5 ... 3,0) мм,

t = 13 + 2 = 15 мм.

Толщина стенки при предварительном расчёте может быть принята:

для стальных барабанов

д= 1,2 * d_K,

для чугунных

д=0,02 * D_Б + (6 ... 10) мм;

где д - толщина стенки барабана,

d_K - толщина каната, мм;

D_Б - диаметр барабана, мм.

Принятая толщина стенки должна быть проверена на сжатие по формуле:

[у_сж]=у_т/1,5

Где F_max - максимальное усилие в канате,

[у_сж] допускаемое напряжение сжатия, МПа. (для стали марок Ст.З и 25Л - 240 МПа, для стали 35Л - 280 МПа, для чугунов СЧ -15-32 =700 МПа, для СЧ-28-48=1100 МПа).

[у_сж]=240/1,5= 160 (МПа),

Где у_т - предел текучести, для СтЗ и25Л о> ⁼ 240 МПа

1,5 - коэффициент запаса прочности

Принимаем за материал стенки СтЗ

у_сж= F_max/(д*t)

у_сж=(15.9*10³)/(1.2*13*15)

Длина барабана при использовании сдвоенного полиспаста (на барабан наматываются две ветви каната) определяется по следующей формуле:

L_Б = 2(l_Н + l_K) + l₀ = 2(l_KP + l_TP + l_P +1 l_K) + l₀ (мм)

Где l_KP = (2, 5 ... 3, 0) * t - участок для закрепления конца каната;

l_TP = (1, 5 .,. 2, 0) * t - участок для неприкосновенных витков трения [для уменьшения нагрузки на элементы крепления каната);

1_Р - участок для навивки рабочей ветви каната;

1_К = (2 ... 3) * t - длина концевой части барабана;

l₀ - средний участок барабана, разделяющий левую и правую нарезки.

Длина рабочего участка барабана вычисляется по формуле:

1_Р=( L_k/(р*D_Б))*t=((H*j_пл)/(р*D_Б))*t

Где L_k - длина общей длины каната, наматываемой на барабан;

Н - высота подъёма груза;

j_пл - кратность полиспаста;

D_Б - диаметр барабана, примем

D_Б =370 мм

1_Р=((16000*2)/(3.14*370))*15=413 мм

Средняя ненарезаная часть барабана служит не только для разделения левой и правой нарезок, но и для обеспечения нормального набегания каната на барабан. С этой целью длина среднего участка принимается такой, которая должна обеспечить угол набегания каната на барабан не более 6 градусов.

1₀ = l - 2 * h_min * tg (нe более 6°)

l -- длина траверсы.

h_min = (600 ... 1000)мм, принимаем h_min =700 мм

1₀ = 250 - 2 * 700 * tg5°(0, 0875) = 127, 5 = 128 (мм)

L_Б = 2 * (2, 5 * 15 + 1, 5 * 15 + 413 + 2 * 15) + 128 = 1134 (мм)

8. РАСЧЁТ УЗЛА КРЕПЛЕНИЯ КАНАТА

В механизмах подъёма мостовых кранов крепление каната на барабане производится при помощи одноболтовых и двухболтовых прижимных планок (рис. 3). Количество планок определяется расчетом. В случае применения одноболтовых планок независимо от расчета их должно быть не менее двух. Они устанавливаются с шагом в 60°.

Как уже указывалось выше, для уменьшения нагрузки на прижимные планки правилами предусматриваются наличие запасных витков трения. С учётом влияния этих витков усилие в канате перед прижимной планкой можно определить по формуле Эйлера:

F_КР = F_MAX /e^{f б} (H),

Где е - основание натуральных логарифмов;

f - О.1...0,16 - коэффициент трения каната о барабан;

б - угол обхвата барабана витками трения (при б =Зр; е ^0.1*^3р =2,5)

рис. 3

С учётом всех сил трения, которые удерживают канат на барабане, усилие в одном болте может быть найдено по формуле:

F_p = 2 F_КР /(z*(f + f ₁)*( e^f₁ ^*2р +1) (H)

Где z - число болтов;

f ₁ - коэффициент трения каната о планку (при клиновой канавке планки f₁ = О,24).

Обычно при диаметре каната до 12,5 мм принимают болты (шпильки) М12, до 15,5 - болты М16, до 17,5 - болты М20. Принятый болт проверяют на растяжение:

у_р=(1,3*k₃*F_p)/(10²*S_у)? [у_сж] (МПа),

где 1,3 коэффициент, учитывающий кручение и изгиб болта;

k₃= 1,8 - коэффициент запаса крепления;

S_у - площадь сечения болта, см²;

[у_р] = 117 МПа - допускаемое напряжение растяжения для Ст.З.

F_kp=(15,9* 10³)/2,5= 6360(H)

F_p=(2 * 6360) /(1*(0,13+0,24)*(2, 718^0,24*²*^3,14 + 1) = 6232 (H)

у_р =(1,3* 1,8*6232)/(10²*3,14*0,8²=72,53<117 (MПа)

9. РАСЧЁТ ВАЛА БАРАБАНА

В современных конструкциях механизмов подъёма мостовых кранов, для обеспечения компактности, применяется специальное зубчатое зацепление. [лист.2]. В этом случае конец тихоходного вала редуктора выполнен в виде зубчатого венца, входящего в зацепление с другим венцом, укреплённым непосредственно на барабане. При таком соединении крутящий момент от вала редуктора передаётся через зубчатое соединение прямо на барабан, минуя вал барабана. В этом случае вал превращается в ось, так как не передаёт крутящего момента и работает только на изгиб. Расчётная схема оси барабана представлена на рисунке 4 . Нагрузка на ось барабана создаётся усилиями двух ветвей каната, которые наматываются на барабан ( весом самого барабана можно пренебречь ). Таким образом, суммарная нагрузка на барабан составит:

F_СУМ = 2 * F_MAX, (H)

F_СУМ = 2 * 15,9 = 31,8 (кН)

Где F_MAX - максимальное усилие в канате, (Н).

Нагрузки от барабана на ось передаются через ступицы. Для предварительного расчёта можно принять эти нагрузки сосредоточенными по серединам ступиц и равными:

для левой ступицы:

Р₁ = 0, 55 * F_СУМ;

Р₁= 0,55*31,8 = 17,49 (кН)

для правой ступицы:

Р₂ = 0,45 * F_СУМ

Р₂ = 0,45 -31,8 = 14,31 (кН)

Расчёт оси заключается в определении диаметров ступицы (d_ст) и диаметра цапфы (d_ц). Максимальный изгибающий момент (под правой ступицей) будет равен.

M_MAX = R_Б * L₂, (Н * мм),

Где R_Б - реакция правой опоры [Н], которая находится из условия равновесия:

R_Б=(T₂*(L-L₂)+T₁*L₁)/L , (H)

Где L₁ и L₂- расстояние опор до точек приложения сил, предварительно принимающие значения: L₁ = 120 мм; L₂ = 200мм.

L - длина оси,

Ориентировочно:

L = 1_Б + 150 мм;

L = 1134+ 150 = 1284 мм.

R_Б=(14310 * (1284 - 200) + 17490 * 120)/1284= 13715 (Н)

М_max = 13792*200 =2,74*10⁶ (Н * мм)

Допускаемое напряжение при симметричном цикле:

[у_-1] = у_-1/(K'₀*[n])

Где у_-1=260 МПа - предел выносливости для Ст45,

К`_о=2…2,8 - коэффициент, определяемый конструкцией вала

[n]=1,4 - коэффициент запаса для лёгкого режима работы

[у_-1] = 260/(2,5*1,4) = 74,3 MПа

у = M_max/10²*W?[у_-1]

где W = 0,1 * d³,

Отсюда:

Необходимый по условию прочности диаметр ступицы определяется:

d_ст=³v M_max/(0,1*[у_-1])

d_ст=³v(2,74*10⁶)/(0,1*74,3)=71,7 мм

В целях унификации и сокращения трудоёмкости изготовления оси для левого конца, можно принять те же размеры, что и для правого. Поскольку изгибающий момент в опасном сечении цапф значительно меньше максимального, то диаметр цапф можно принять конструктивно, исходя из выбранного диаметра ступицы.

Исходя из технологических соображений, и с целью уменьшения концентрации напряжений переход диаметров не должен превышать 10...15 мм. Следовательно, диаметр цапфы можно принять равным

d_ц = d_ст-(10 ...15) мм;

d_u = 71,7 - 11,7 = 60мм

Окончательно диаметр цапф уточняется при выборе подшипников. В целях унификации целесообразно оба подшипника принять одинаковыми. Однако левый подшипник должен иметь наружный диаметр, равный диаметру гнезда выходного вала редуктора. Поэтому при выборе редуктора размер, как цапфы, так и подшипника может быть скорректирован. Ось барабана устанавливается на подшипниках качения, которые должны иметь возможность компенсировать несоосность опор, так как при наличии внешней (правой опоры) такая несоосность будет иметьместоельюкомпенсациинесоосностиопорнеобходимопримнятьсамоустанавливающиеся сферические двухрядные подшипники. Подшипники выбираются по расчётной динамической грузоподъёмности, которая определяется по формуле.

С = F_экв *³vL , (H);

С = 9930 *³v1,14= 10373 (H)

Где L - долговечность подшипника, млн.об. L = 1,14

F_экв - эквивалентная нагрузка на подшипник, (Н)

При отсутствии осевой нагрузки F_экв может быть определена по упрощённой формуле.

F_экв = R*K_д* К_пр (Н),

Где R - нагрузка на подшипник (соответствует реакции опоры), (Н).

К_д=1,2 динамический коэффициент

К_пр - коэффициент приведения учитывающий работу крана с разными грузами - 0,6 для лёгкого режима работы.

F_экв = 13792 * 1,2 * 0,6 = 9930 (Н)

Поскольку б левом подшипнике вращаются оба кольца, то его можно рассчитывать по статической грузоподъёмности:

С_о = R_a * К_пр * К_д ,

Где R_a=( T₂* L₂ +T₁*(L-L₁))/L , (H)

R_a=(14,31*10³*200+17,49*10³*(1284-120))/1284=18080 (Н)

В целях унификации оба подшипника можно принять одинаковыми.

Для осей барабанов обычно принимают радиальные сферические двухрядные шариковые подшипники по ГОСТу 5720-75.

Выбираем:

типоразмер 1212

d = 60мм,

D = 110 мм,

В = 22 мм.

10. РАСЧЁТ И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Электродвигатель является наиболее ответственной частью механизма подъёма, так как является источником движущей силы. Выход из строя электродвигателя может повлечь за собой аварийную ситуацию. Для крановых механизмов подъёма применяются специальные крановые асинхронные электродвигатели с повышенной перегрузочной способностью с фазовым ротором. Статическая мощность (без учёта динамических нагрузок) при подъёме номинального груза определяется по формуле:

P_ст=(Q*g*V)/(1000* з₀)

Где Q - номинальная грузоподъёмность, кг

g - ускорение свободного падения, м/с²

V - скорость подъёма груза, м/с

з₀- КПД механизма подъёма, при предварительном расчёте можно принять равным 0,85.

P_ст=(6.3*10³*9.8*0.16)/(1000*0.85)=11.6 кВт

В кранах общего назначения выбор электродвигателя рекомендуется проводить по приведённой или эквивалентной мощности, так как кран большую часть времени работает с грузами, вес которых не максимален. Эквивалентную мощность можно определить по формуле:

Р_экв = Р_ст * k_{пр ,} ( кВт)

Где k_пр - коэффициент приведения, равный 0,6 для лёгкого режима работы

Р_экв = 11, 6 * 0,б = 6,96 кВт

Выбираем:

двигатель МТ211-6;

частота вращения - 935 мин^-1.

11. ВЫБОР РЕДУКТОРА

Редуктор служит для приведения частоты вращения электродвигателя к частоте вращения барабана. В механизмах подъёма кранов общего назначения, применяются цилиндрические двухступенчатые редукторы. Редукторы выбираются по эквивалентной мощности и передаточному числу, которое определяется по формуле:

Я= n_дв/ n_Б

Я=935/19,01=49,18

Мощность редуктора определяется:

Р_р = Р_СТ * к_р кВт;

Где к_р = 1.

Р_р = 11,6* 1 = 11,6 кВт

Где Я - расчётное передаточное число;

n_дв- частота вращения двигателя, мин^-1

n_Б - частота вращения барабана, мин^-1;

Частота вращения барабана определяется по формуле:

n_Б=(60*V*j_пл)/(3,14*D), мин^-1

n_Б=60*0,16*2)/(3,14*0,37)=19,01 мин^-1

Где V - скорость подъёма груза, м/с;

j_пл - кратность полиспаста;

D - диаметр барабана, м.

В основном в механизмах подъёма кранов общего назначения применяются редукторы типа Ц2. Должны выбрать редуктор Ц2 - 300, но, т.к. диаметр выходного вала редуктора под подшипник не совпадает с диаметром выбранного подшипника,

Выбираем редуктор Ц2-350

12. РАСЧЕТ УЗЛА СОЕДИНЕНИЯ РЕДУКТОРА С БАРАБАНОМ

В принятом способе соединения вала редуктора с барабаном крутящий момент передаётся через призонные болты, установленные в отверстия без зазора. В этом случае болты работают на срез, напряжение которого определяется по формуле:

ф=F_окр/ z_бп*р(d²/4)? [ф],

где F_окр - усилие, действующее по окружности установки болтов,

z_бп - число болтов,

d - диаметр цилиндрической части призонного болта (принимаем 20мм)

[ф] - допускаемое напряжение на срез,

[ф] = (0, 5 ч 0,6)у_р

[ф]= 0,5 *240 = 120 МПа

F_окр=2*М_б/D_окр

Где: M_б -- крутящий момент на барабане,

D_окр = (1,3-M,4)D₃,

Где D₃- диаметр окружности зубчатого венца вала редуктора

D_окр = 1,3 * 0,25 = 0,325 м

М_б=Q*g*D_бар/2*Я_пл*з_пл

М_б =6,3=10³*9,8*0,37/2*2*0,99=5770 Н*м

F_окр =2*5770/0,325=35500 Н

ф =(35500*4)/(6*3,14*20²)=18,8МПа<120

13. РАСЧЁТ И ВЫБОР ТОРМОЗА

По правилам безопасности все механизмы подъёмно транспортных машин должны быть снабжены надёжными тормозными устройствами. Тормоз механизма подъёма должен обеспечивать остановку и удержание груза в подъёмном состоянии с заданным запасом торможения. В механизмах подъёма применяются колодочные тормоза нормального закрытого типа (при выключении привода тормоз автоматически замыкается).

Замыкание колодок производится за счёт усилия сжатой пружины, а размыкание при помощи электромагнита или электрогидравлического привода. Последний более удобен в эксплуатации, нечувствительный к механическим перегрузкам и обеспечивает плавное движение колодок. Тормоз устанавливается на быстроходном валу редуктора, так как здесь действует наименьший крутящий момент.

Тормоз выбирается по расчётному тормозному моменту:

M_T= К_т*((Q*g*D)/(2* j_пл* Я) ), (Н*м)

Где К_т - коэффициент запаса торможения равный 1,5 для лёгкого режима работы

Q - номинальная грузоподъёмность крана, кг

g=9,8 ускорение свободного падения, м/с²

D - диаметр барабана, м

j_пл ~ кратность полиспаста

Я - передаточное число редуктора

n=0,8 общий КПД механизма подъёма.

M_T =2*(6.3*10³*9.8*0.37/2*2*50.94)*0.8=112 Н*м

14. РАСЧЁТ И ВЫБОР МУФТЫ

Как следует из кинематической схемы (лист.1) в механизме подъёма имеется две муфты, соединяющие вал двигателя с быстроходным валом редуктора. Обычно, для соединения быстроходных валов применяются упругие втулочно-пальцевые муфты типа МУВП, которые хорошо компенсируют несоосность валов и отличаются компактностью и удобством в эксплуатации. Соединительная муфта выбирается по расчётному крутящему моменту:

М_м = К₀*К_Р* (Q *g*D/2*j_пл*Я*n) Н * м;

Где К_о - коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма для механизма подъёма равный 1,3

К_Р - коэффициент, учитывающий режим работы, принимается равным 1,1 для лёгкого режима работы.

М_м = 1.3*1.1*( 6,3* 10³ * 9,8* 0,37/2*2*50.94*0.8)=200 Н * м;

Поскольку тормоз установлен на быстроходном валу редуктора, то в качестве тормозного шкива обычно используется вторая полумуфта. С этой целью выпускается специальная упругая втулочно-пальцевая муфта с тормозным шкивом.

Размещено на Allbest.ru

...