Условие выполняется, канат выбран верно.

1.3 Определение параметров барабана

Минимально допустимый диаметр барабана D_б, измеренный по средней линии навитого каната, по Правилам Ростехнадзора определяется по формуле:

h₁=20 - коэффициент выбора диаметра барабана в зависимости от группы режима работы механизма [4];

d_k=30мм - диаметр выбранного каната.

мм.

Так как увеличение диаметра барабана приводит к уменьшению его длины и повышению долговечности каната, то округлять диаметр барабана необходимо в большую сторону.Округляем до стандартного значения нормального ряда диаметров.

Принимаем равным 600 мм.

Барабан с однослойной навивкой каната имеет по длине две зоны нарезки по винтовой линии: левую и правую. У грейферных кранов, при работе которых возможны рывки и ослабление каната, при однослойной навивке каната на барабан барабаны должны иметь канавку глубиной не менее половины диаметра каната [4]. Между зонами нарезки имеется ненарезанная зона L₀ (рис. 2).

Рис. 3. Схема нарезки барабана под канат.

В - расстояние между вертикальными осями крайних блоков верхней подвески, установленной на оголовке; h_min - минимальное расстояние между горизонтальными осями барабана и блоков подвески

Обычно величины В и h_min выбираются после проектирования лебедки. Нарезанная зона на одной половине барабана состоит из трёх участков: L_кр - крепление конца каната на барабане; L _н - несматываемые витки каната при низшем положении грейфера; L _р - рабочая зона под сматываемый канат.

При сдвоенном полиспасте с каждой стороны барабана оставляется под закрепление конца каната расстояние L_Kp = (3...4)t_б = 3?32 = 96мм, где t_б ⁼ d_к +(2...3) = 30+2 =32 мм - шаг нарезки.

По правилам Ростехнадзора длина барабана должна быть такой, чтобы при низшем положении, на барабане оставались навитыми не менее 1,5 неприкосновенных витков каната, не считая витков, находящихся под прижимными планками:

L_н = 1,5? t_б = 1,5-32 =48 мм.

При унифицированных барабанах канатоёмкость каждого из них вычисляют как для одного барабана. Так как нагрузки на канаты одинаковы, то диаметр каната принимаем одинаковым на обоих барабанах d_K = 30 мм.

Число витков нарезки на одной половине барабана под сматываемый канат зависит от высоты подъёма и длины каната

Число витков нарезки на одной половине барабана под сматываемый канат равно

витков

Длина нарезки на одной половине барабана под сматываемый канат L_p = Zt₆ = 18?30 =570 мм.

Расстояние между правым и левым нарезными полями принимаем согласно расчётам. Необходимо, чтобы при крайнем верхнем положении стрелы угол набегания канатов на замыкающий барабан с крайних блоков нижней подвески не превышал .

L₀=B-2tgб?h_min.

Расстояние В между вертикальными осями крайних блоков нижней подвески, где установлено два блока диаметром D_бл = 450 мм, принимаем конструктивно В = 440 мм.

Расстояние h_min выбирается конструктивно в зависимости от диаметра барабана.

Конструктивно принимаем L₀ = 100 мм. Общая длина барабана равна:

L = 2(L_кр + L_н + L_р)+L₀=2(96+48+570)+100=1336мм.

Примем длину барабана равной 1400 мм.

Обычно в краностроении отношение длины барабана L к его диаметру D₆ принимается конструктивно в пределах от 1,5 до 3. В нашем случае L / D₆ = 1400/600 = 2,3, что конструктивно обосновано. Толщина стенки барабана определяется по формуле:

где - допускаемое напряжение сжатия, определимое при рекомендуемом коэффициенте запаса прочности равном 2,0 для стальных барабанов относительно предела текучести при растяжении .

Считаем производство крана единичным, поэтому барабан выполняем сварным из стали 09Г2С при = 350 МПа.

Принимаем толщину обечайки барабана до нарезки равной 12 мм. Крепление каната к барабану выполняется прижимными планками, крепящими два соседних витка каната. Диаметр шпилек (болтов) для крепления накладок рассматриваем исходя из того, что на барабане при крайнем нижнем положении должно оставаться не менее 1,5 витков каната. Охват ими барабана соответствует углу , в связи с чем при минимальном коэффициенте трения между канатом, барабаном и накладкой усилие S_н в канате под накладками равно

Н.

Усилие прижатия накладок определяется по формуле:

где п_ш = 2 - число шпилек; у_Т - 350 МПа - предел текучести материала шпильки; К?2,5- коэффициент запаса прочности.

Примем диаметр крепёжных шпилек Ml6.

1.4 Расчет оси барабана

Барабан закрепляем на полуось и плавающий вал, опирающийся на сферические подшипники качения, что компенсирует смещение и перекосы, вызываемые неточностью изготовления и монтажа, а так же деформациями металлоконструкции.

Так как проектируется кран общего назначения грузоподъемностью до 20 т, то необходимо использовать соединение фланца с барабаном. Во вращение барабан приводится подвижным фланцем, который соединен «чистыми болтами» с фланцем барабана. При этом соединении правый подшипник выполняет лишь роль сферической опоры («плавающая» опора), т.к. при вращении барабана оба его конца вращаются с одинаковой угловой скоростью и этот подшипник выбирается по статической нагрузке.

Ось барабана изготавливается из стали 45 (ГОСТ 1050-88) и она испытывает напряжение изгиба от действия усилий двух ветвей каната при сдвоенном полиспасте, а также от собственного веса барабана.

Рис. 4. Схема нагружения оси барабана

Принимаем: , , мм , ,, .Нагрузки на опоры А и В при положении F_max на барабане определяются:

,

Изгибающие моменты:

в сечении I-I

M_ul = R_Al₄ = 95625?0,1 = 9562Нм

в сечении II-II ([13], стр.21)

M_u2 = R_Bl₃ = 84875?0.1=8487 Нм

Поскольку вес барабана довольно мал (250кг), при расчете его весом можно пренебречь.

Принимаем в качестве материала оси сталь 45 (предел выносливости у_-1= 251 МПа).

Допускаемое напряжение:

([13], стр. 37)

где k₀ = 2,5 - коэффициент, учитывающий конструкцию детали (для валов и осей k₀ = 2,0...2,8); [n] = 1,6- допускаемый коэффициент запаса прочности.

Диаметр оси под ступицей:

Принимаем d=120мм из конструктивных соображений.

1.5 Выбор подшипников оси барабана

Учитывая возможную неточность монтажа, на оси барабана располагаем двухрядные радиальные самоустанавливающиеся сферические шарикоподшипники.

Подшипник опоры А вставляем в выточку тихоходного вала мотор- редуктора, имеющую следующие размеры: диаметр наружного кольца подшипника и его ширину. Подшипники, устанавливаемые в опорах А и В работают в разных условиях. Расчет подшипника в опоре А производят по статической нагрузке равной R_A. Подшипник в опоре В производят по динамической нагрузке.

Для опоры А:

Выбор производим по статической грузоподъемности из условия, что

коэффициент условия работы ([11 ],табл.V. 1.67)

R_a = 95652Н,

Выбираем шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники серии №1224 по ГОСТ 28428-90 тип 1000 D = 215мм, d = 120мм, В = 42мм, С = 200000Н, С₀ = 172000Н

Долговечность подшипников, млн. об

где С=200000Н - табличное значение статической грузоподъемности;

R_Э - эквивалентная нагрузка, Н

R_Э=X?R_r?V?K_б?К_Т

где X- коэффициент радиальной нагрузки, Х= 1;

R_r= R₁ - радиальная нагрузка, равная опорной реакции, Н;

V -- коэффициент безопасности при вращении внутреннего кольца V=1,1;

V -- коэффициент безопасности, принимаем из условий работы механизма K_у=3,0.

R_Эном?K_h,

Где K_h,= 0,9 - коэффициэнт долговечности.

R_Э=1157?0,9=104кН

Расчетная долговечность подшипника, час.

где п - фактическая частота вращения барабана, мин-1.

Для крановых механизмов считается приемлемой долговечность 10-10³...25 -10³ часов.

1.6 Расчет чистых болтов

Крепление зубчатой полумуфты осуществляется чистыми болтами (отверстие из-под развертки). Болты передают крутящий момент от муфты на барабан и работают на срез.

Окружная сила, передаваемая болтами

Число болтов:

где d₆ = 0,01м - наибольший диаметр стержня чистого болта.

[ф] =120 МПа - допускаемое напряжение среза, для стали 45.

Принимаем число болтов 16.

1.7 Выбор мотор-редуктора

Для механизма передвижения примем мотор-редуктор. Мощность мотор-редуктора _NcткВт, равна:

Определим усилие в канате, возникающие при подъеме стрелы:

Определим мощность мотор-редуктора N_cm кВт :

- скорость подъема стрелы ;

- общий КПД механизма подъема стрелы ([11], стр.423).

Для рассчитанной мощности N_cm по каталогу выбираем конический мотор- редуктор (стандартный 4-х полюсный, со встроенным преобразователем частоты и тормозом, фирмы "Bauer" BK90Z-13U/D16LA4-S/Z100B9). Данные приведены в табл. 2.1.

Основные технические данные мотор-редуктора BK90Z-13U/D16LA4- S/Z100B9 Табл. 2.1

Частота вращения барана, с-1_,

Передаточное число редуктора:

Так как расчетная величина передаточного числа не совпадает с передаточным числом фактического мотор-редуктора, то фактическая частота вращения ходового колеса равна:

Фактическая скорость подъема стрелы равна:

Погрешность выбора скорости подъема стрелы:

Погрешность выбора скорости подъема стрелы не превышает допустимых 15%.

1.8 Определение тормозного момента

Расчет выполним для наиболее опасного случая, когда производится опускание стрелы.

Максимально допустимая величина замедления при опускании стрелы определяется по формуле

Время торможения равно

Уравнение моментов при торможении грузовой тележки без груза имеет вид

где М_Т - необходимый тормозной момент, Н•м;

- момент инерции вращающихся масс механизма при торможении, Н•м;

- момент инерции поступательно движущихся масс стрелы при торможении, Н•м;

Сопротивление передвижению при торможении равно

Уравнение моментов при торможении в развернутом виде:

Необходимый тормозной момент равен:

.

Встроенный тормоз Z100B9 имеет тормозной момент 120 Н.

1.9 Установка блоков механизма подъёма стрелы

Для уменьшения изгиба каната и обеспечения его нормальной работоспособности минимальный диаметр уравнительного блока определим по формуле:

где d - диаметр каната, h₆ - коэффициент выбора диаметра уравнительного блока. Принимаем D₆ = 450лш.

Блоки устанавливаем на стреле и оголовке перегружателя.

-сила натяжения каната;

т. к. усилие распределяется на 2 полустрелы, то

Минимальный диаметр оси:

принимаем диаметр оси равным 100мм.

1.10 Расчет подшипников блоков

В блоке всегда устанавливают два подшипника. Расчет подшипников производим по статической нагрузке S.

Требуемая статическая грузоподъемность:

т.к. в блоковой стойке 2 блока, то

По каталогу принимаем подшипник № 346320 по ГОСТ 832 - 78 шариковый радиально-упорный сдвоенный; d=100мм, D = 215мм, B=94мм, С = 346кН.

подшипник ось барабан стрела

1.11 Расчет оси крепления стрелы

Где -вес тележки;

-вес грейфера с грузом,

-сила тяжести стрелы.

Определим силу F, действующую на ось. Сумма моментов относительно А:

Проекция сил относительно оси Y:

.

Проекция сил относительно оси X:

-сила, действующая на ось.

Проведём расчёт диаметра оси, из высокопрочной стали 30ХГСНА, на срез без учета :

- допускаемое напряжение на срез для стали 30ХГСНА.

В целях безопасности, при выходе из строя удерживающих канатов, примем диаметр оси 100мм.

2. Механизм передвижения перегружателя

Исходные данные:

- скорость передвижения

- режим работы M1.

2.1 Выбор ходовых колес перегружателя

Схема для определения нагрузок на ходовые колеса перегружателя представлена на рис.18, (груз в крайнем положении).

Рис.8. Схема перегружателя для определения нагрузок действующих на колеса

- вес захвата с грузом и грузовой тележки,

- вес перегружателя,

- расстояние от оси тележки при её крайнем положении до оси ходовых колёс,

- пролёт.

Сумма моментов относительно точки B:

;

;

Нагрузка на одно колесо составляет:

Зная максимальную статическую нагрузку на одно приводное колесо, определяем диаметр колеса и тип рельса ([9], табл. V.2.47).

При от 100 до 150 кН диаметр дорожки катания колеса D_K=500мм.

Выбираем рельс Р50 (ГОСТ 6368 - 82) с шириной головки рельса b = 70мм. Проверим соотношение ширины дорожки катания колеса В и ширины головки рельса b.

в- b = 100-70 = 30 >30мм.

Величина зазора не меньше рекомендованного значения для подкранового рельса.

2.2 Сопротивление передвижению перегружателя

Сопротивление в ходовых колёсах с учётом трения реборд с номинальным грузом Wт, при установившемся режиме работы равно:

где d = 0,115м- диаметр цапфы колеса ([11], табл. V.2.43);

D_k =0,5м- диаметр ходового колеса, выбранный по максимальной нагрузке;

= 0,015- коэффициент трения в опоре вала колеса ([4], табл. 2.14);

= 0,0005м-- коэффициент трения качения колеса по рельсу ([4], табл. 2.13);

= 1,1-- коэффициент реборд, определяемый в основном трением реборд о головку рельса, и трением элементов токосъемного устройства ([4] , табл. 2.15);

- сопротивление, создаваемое уклоном подкранового пути:

- уклон рельсового пути для крана [4];

- сопротивление, создаваемое ветром. [Приложение].

Полное статическое сопротивление передвижению крана:

2.3 Выбор мотор-редуктора

Мощность двигателя Nст, кВт, равна:

,

где - заданная скорость передвижения перегружателя;

- общий КПД механизма передвижения([11], стр.423).

Для рассчитанной мощности Nст по каталогу выбираем мотор- редуктор «Ваuеr» (Германия) ( стандартный 4-х полюсный, со встроенными муфтой и тормозом) червячный с верхним расположением червяка BS 4031V/Dl 1LA4-G-S/E095B9 мощностью 5,5 кВт. Данные приведены в табл. 2.2.

Основные технические данные мотор-редуктора BS 4031V/D11LA4-G- S/E095B9.

Частота вращения приводных колёс:

Фактическое передаточное число редуктора:

Так как расчетная величина передаточного числа редуктора не совпадает с передаточным числом фактического редуктора, то фактическая частота вращения ходового колеса равна

Фактическая скорость передвижения грузовой тележки равна

Погрешность выбора скорости передвижения тележки

Погрешность выбора скорости передвижения тележки не превышает допустимых 15%.

2.4 Проектный расчёт открытой зубчатой передачи

Рис. 2.15. Схема открытой зубчатой передачи механизма передвижения

1 - мотор-редуктор; 2- приводные колёса; 3- шестерня; 4 - зубчатые колёса

Назначаем нормальный модуль по соотношению:

По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный m=6

Определяем число зубьев.

Число зубьев шестерни:

Принимаем

Число зубьев зубчатого колеса:

Уточняем передаточное число:

, отклонения от требуемого u нет.

Делительные диаметры:

Диаметры вершин зубьев :

мм

мм

Диаметр впадин зубьев:

мм

мм

Ширина венца шестерни:

- коэффициент ширины шестерни, при консольном расположении шестерни относительно опор и твёрдости зубьев шестерни ;

мм

мм

Межосевое расстояние:

мм

2.5 Проверочный расчёт открытой зубчатой передачи

Зубчатая передача открытая, поэтому целесообразно проводить проверочный расчёт зубьев только на изгиб. Т. к. шестерня передаёт крутящий момент сразу на два зубчатых колеса и имеет меньшие геометрические размеры, то расчёт будем проводить для шестерни. [29]

Условие для проверочного расчёта зубьев на изгиб:

, [29]

Где -расчётное напряжение зубьев на изгиб

[] - допускаемые напряжения зубьев на изгиб.

Определим допускаемые напряжения на изгиб.

Где - предел выносливости зубьев при изгибе для стали 40Х, из которой изготовлена шестерня, подверженная цементации;

- коэффициент запаса;

- т.к. передача реверсивная;

- коэффичциент долговечности;

= - базовое число циклов нагружений;

- эквивалентное число циклов нагружений;

с=2 - число одинаковых колёс в зацеплении;

n=43 об/мин - частота вращения шестарни;

t=15000 ч - продолжительность работы передачи под нагрузкой.

МПа

Определим расчётные напряжения зубьев на изгиб.

Где - коэффициент формы зуба

Т. к. передача прямозубая , то коэффициенты ;; равны нулю;

m=4 =22 T=970

Расчётные напряжения зубьев на изгиб удовлетворяют условию.

2.6 Проверка электродвигателя

При пуске электродвигателя максимальное допустимое ускорение ненагруженной тележки, при котором обеспечивается заданный запас сцепления ходового колеса с рельсом без пробуксовки, равно:

где п_пр = 8 - число приводных колес крана;

п_к = 16 - общее число колес крана;

ц = 0,2 - коэффициент сцепления ходовых колес с рельсом [8, с. 6];

g - ускорение свободного падения, м /с .

Время пуска при максимальном ускорении:

Момент сопротивления при передвижении грузовой тележки без груза:

Необходимый средний пусковой момент электродвигателя:

Фактический средний пусковой момент электродвигателя равен:

где- максимальный момент электродвигателя, Н•м

тогда

Фактическое время пуска двигателя:

Время пуска не превышает допускаемое значение 1-4 с.

2.8. Определение тормозного момента

Максимально допустимая величина замедления при торможении грузовой тележки определяется по формуле

Время торможения равно

Уравнение моментов при торможении грузовой тележки без груза имеет вид

где М_Т - необходимый тормозной момент, Н•м;

- момент сопротивления передвижению тележки без груза при торможении, Н•м;

- момент инерции вращающихся масс механизма при торможении, Н•м;

- момент инерции поступательно движущихся масс тележки при торможении, Н•м;

М_укл - момент сопротивления передвижению грузовой тележки при уклоне рельсов, Н•м;

Сопротивление передвижению при торможении равно

Уравнение моментов при торможении в развернутом виде:

Необходимый тормозной момент равен

Для механизма передвижения, т.е. для каждого мотор-редуктора требуется тормозной момент 280 Н?м

Встроенный тормоз Z095B9 имеет тормозной момент 95 Н?м

3. Расчет осей опор перегружателя

Р ==525кН,

Определим изгибающий момент.