Расчет механизма вылета стрелы башенного крана КБ0-7507

Где S-текущее значение натяжения ленты, изменяющего от минимального натяжения t до максимального Т при изменении угла от 0 до а. Тогда:



Из-за неравномерности распределения давления по дуге обхвата износ фрикционного материала также неравномерен. Чтобы более полно использовать фрикционный материал, надо периодически менять концы ленты местами или применять фрикционные накладки в виде отдельных колодок, устанавливаемых с переменным шагом по дуге обхвата: шаг увеличивается от зоны высокого давления к зоне низкого давления.

Толщину стальной тормозной ленты б определяют расчетом на растяжение по максимальной силе Т (толщину фрикционной накладки при расчете не учитывают). При этом, учитывая концентрацию напряжений (если фрикционный материал укреплен на ленте с помощью заклепочного соединения) и неравномерное распределение напряжений по ширине, расчет ведут по напряжению

.

Рис. 5.2 Схема простого ленточного тормоза

В простом ленточном тормозе (рис. 5.2, а) сила наибольшего натяжения ленты воспринимается какой-либо неподвижной точкой, обычно осью вращения рычага. Простой ленточный тормоз является тормозом одностороннего действия, так как при изменении направления вращения шкива при той же замыкающей силе, создаваемой весом замыкающего груза, максимальное натяжение создается на том конце ленты, который прикрепляется к рычагу. По значению эта сила в efa раз меньше, чем при вращении шкива в прямом направлении, а следовательно, и тормозной момент также в efa раз меньше. Поэтому простые тормоза применяют в таких механизмах, как; например, механизм подъема, где не требуется одинаковый тормозной момент при вращении шкива в обе стороны; при этом тормоз устанавливают так, что тормозной момент больше при опускании груза. Для торможения поднимающегося груза достаточен меньший тормозной момент.

Вес груза, необходимый для создания тормозного момента:

4.3 Тормоза с осевым нажатием

В этих тормозах сила, создающая тормозной момент, действует вдоль оси тормозного вала.

В дисковых тормозах (рис. 5.3) необходимый момент трения создается прижатием неподвижных дисков 1 к вращающимся вместе с тормозным валом дискам 2. Замыкающей силой могут быть сила пружины, вес груза или усилие человека, передаваемые посредством рычажной, гидравлической или пневматической систем. К достоинствам дисковых тормозов следует отнести возможность за счет увеличения числа дисков развивать большие тормозные моменты при относительно малых габаритах; возможность обеспечения защиты тормозов от влияния окружающей среды, вплоть до полной герметизации; отсутствие радиально действующих на вал сил, а осевые силы не воспринимаются валом и подшипниками машины; более равномерный износ фрикционного материала. Осевые тормоза применяют там, где необходимы особо компактные конструкции.

К недостаткам дисковых тормозов следует отнести сложность отвода теплоты с поверхности трения (особенно в многодисковых конструкциях).

Внутренний радиус дискового тормоза RB (рис. 5.3) выбирают минимально допустимым по конструктивным соображениям. Наружный радиус Rн при работе тормоза в масляной ванне обычно принимают из условий хорошего смазывания дисков; при этом Rн= (1,25…2,5)R в, а разность радиусов см. Средний радиус поверхности трения, определяемый из условия, что работа трения (т. е. произведение давления на линейную скорость рассматриваемой точки) для всех точек поверхности одинакова, равен:

;

Рис. 5.3 Дисковый тормоз с пружинным замыканием и электромагнитным приводом

Осевая сила N, необходимая для Мт, определяется создания тормозного момента по формуле:

где т -- число пар поверхностей трения; f -- коэффициент трения.



5. Механизмы подъема груза и вылета стрелы

5.1 Схемы механизмов подъема груза

Обычно механизмы подъема (рис. 6.1) состоят из зубчатого цилиндрического или червячного редуктора 1, соединенного через муфту 3 с электродвигателем 4, и тормозного устройства 2. Выходной вал редуктора соединяется с барабаном 5. На барабане закреплен гибкий грузовой элемент, соединенный с грузозахватным устройством. Соединение валов механизмов рекомендуется выполнять с помощью зубчатых муфт. Допускается также применение упругих втулочно-пальцевых муфт (рис. 6.2, а). Соединение двигателя с редуктором часто выполняется с применением вала-вставки (рис. 6.2, б), позволяющей создать наиболее удобное расположение элементов механизма на металлоконструкции тележки. У механизмов подъема, имеющих неразмыкаемую кинематическую связь барабана с двигателем, в качестве тормозного шкива можно использовать одну из полумуфт соединения двигателя с редуктором. Если эта муфта является упругой (втулочно-пальцевая, пружинная и т. п.), то по правилам Госгортехнадзора в качестве тормозного шкива можно использовать только полумуфту, находящуюся на валу редуктора. При этом упругие элементы муфты при торможении не нагружены и срок службы их увеличивается.

Муфты подбираются по каталогам и справочникам, исходя из расчетного крутящего момента

Мр = kМНОМ

где Мном -- номинальный длительно действующий момент; k -- коэффициент динамичности или режима работы, устанавливаемый в зависимости от конструкции и режима работы механизма: для кранов и подъемников при электрическом приводе k = 3…5.

У механизмов с фрикционными или кулачковыми включаемыми муфтами (обычно если от одного двигателя приводится несколько механизмов, на пример в автомобильных кранах и т. п.) тормозной шкив должен быть неподвижно скреплен с барабаном или установлен на валу, имеющем жесткую кинематическую связь с барабаном.

Рис. 6.1 Схема механизма подъема с электрическим приводом.

Согласно правилам Госгортехнадзора механизмы подъема груза и изменения вылета стрелы выполняют так, что опускание груза или стрелы возможно только двигателем. Механизмы грузоподъемных машин, оборудованные кулачковыми, фрикционными муфтами или другими приспособлениями для переключения диапазонов скоростей рабочих движений, проектируют так, что самопроизвольное включение или расцепление муфт невозможно. У лебедки подъема груза и стрелы, кроме того, исключается возможность переключения скорости под нагрузкой, а также отключение механизма лебедки без предварительного наложения тормоза.

Применение фрикционных и кулачковых муфт в механизмах, предназначенных для подъема людей, расплавленного или раскаленного металла, ядовитых и взрывчатых веществ, не допускается.

Виды соединений барабана с редуктором оказывают существенное влияние на конструктивные и эксплуатационные характеристики механизма подъема. Существует несколько вариантов выполнения этого узла. Одним из вариантов является схема с валом барабана, установленным на двух самостоятельных опорах, а вал барабана соединен с валом редуктора посредством муфты (рис. 6.3, а). Так как опоры барабана и редуктор независимы, то при сборке возможно возникновение некоторых погрешностей. Поэтому конструкция соединительной муфты должна компенсировать эти погрешности. Весьма удобно применение для этой цели зубчатой муфты МЗП, допускающей значительное относительное смещение соединяемых валов, что упрощает процесс монтажа механизма.

Рис. 6.2 Муфты с тормозным шкивом: а -- конструкция муфты МУВП; б -- соединение электродвигателя с редуктором посредством вала-вставки и зубчатой муфты

Соединения, выполненные по данной схеме, отличаются надежностью в работе, удобством монтажа и обслуживания механизма, но имеют относительно большие габариты. Уменьшить размеры можно, применяя двух- и трехопорные валы механизма подъема, в которых вал барабана является одновременно выходным валом редуктора. Двухопорный вал (рис.6.3, б) получается весьма тяжелым. Кроме того, неточность установки опор барабана приводит к нарушению точности зацепления в редукторе. Трехопорный вал (рис. 6.3, в) очень чувствителен к неточностям монтажа. В обоих случаях становится невозможной сборка отдельно редуктора и нарушается принцип блочности конструкции, в связи с чем эти две схемы не получили широкого применения.

В некоторых конструкциях крутящий момент на барабан передается с помощью открытой зубчатой пары. В этом случае зубчатое колесо закрепляют на валу барабана (рис. 6.3, г) или венец колеса устанавливают непосредственно на барабане (рис. 6.3, д). Так как высокую надежность и износоустойчивость зубчатых передач можно получить, размещая их в закрытом корпусе, то эти схемы не находят широкого применения и используются только в ручных и специальных механизмах (например, в двухбарабанных приводах литейных кранов). Для получения статической определимости схемы крепления валов и создания блочной и компактной конструкции наиболее рациональна установка одной из опор оси барабана внутри консоли выходного вала редуктора (рис. 6.3, е).



Рис. 6.3 Схемы соединения барабана с редуктором.

5.2 Механизмы изменения вылета стрелы

Изменение вылета стреловых и поворотных кранов производят либо перемещением тележки по горизонтальному или наклонному поясу стрелы, либо изменением наклона стрелы крана в вертикальной плоскости. Здесь же рассмотрим только механизмы изменения вылета качанием стрелы. Эти механизмы могут иметь как гибкую, так и жесткую связь привода со стрелой. Механизмы с гибкой связью (с применением канатного полиспаста) применяются для кранов с неуравновешенной стрелой. В этом случае для изменения вылета к стреле необходимо приложить силу F (рис. 6.4); ее определяют из уравнения моментов всех сил, действующих на стрелу при вылете L, относительно точки О:



где GГР -- вес груза; Gc -- вес стрелы; S -- натяжение каната механизма подъема груза; WГ и Wc-- ветровые нагрузки рабочего состояния, действующие соответственно на груз и на стрелу; b, h, e, H, с -- плечи действия сил по рис. 6.4. Отсюда

Рис. 6.4 Схема механизма изменения вылета стрелы с гибкой связью

По конструкции механизмы изменения вылета с канатным полиспастом аналогичны механизмам подъема. Они включают двигатель, редуктор, барабан, тормозное устройство. В зависимости от грузоподъемности и конструкции крана полиспаст изменения вылета может быть различной кратности.

Увеличение плеча h и плеча е относительно оси поворота стрелы приводит к уменьшению требуемой силы F. Для кранов, работающих с высокими скоростями, кроме действия указанных сил необходимо учитывать влияние центробежных сил груза и стрелы.

Максимальное натяжение каната на барабане, соответствующее максимальному вылету стрелы, по аналогии с механизмом подъема определяют по формуле:

где а -- кратность полиспаста; --кпд полиспаста; -- кпд направляющего блока; t1 -- число направляющих блоков механизма. Как было показано выше, при изменении вылета стрелы натяжение каната также меняется в связи с изменением моментов от веса груза и стрелы. Чтобы момент на валу двигателя был постоянным, можно применять конический или с более сложным очертанием поверхности барабан. При изменении вылета от максимального ю минимального значения расстояние между осями обойм полиспаста уменьшится на величину

h=h1--h2 (рис. 6.4)

Тогда средняя скорость навивки каната на барабан:

где --длина каната, навиваемого на барабан; t1- время изменения вылета. По силе F или силе натяжения каната S механизма изменения вылета, определенным для крайних и нескольких промежуточных положений стрелы, строится диаграмма загрузки привода, по ней ложно определить среднеквадратичный момент и требуемую по условиям нагрева мощность двигателя. С увеличением угла наклона стрелы к горизонтали плечи действия вертикальных сил уменьшаются, а плечи горизонтальных сил и тяговой силы подъемного каната увеличиваются. Обычно натяжение каната механизма изменения вылета имеет максимальное значение в крайнем нижнем положении стрелы, постепенно уменьшаясь по мере ее подъема.

Наибольшая мощность (кВт) при установившемся движении, соответствующая максимальному вылету при силе Smax (Н)

Подъем стрелы вверх ограничивается концевым выключателем, так чтобы при максимальном угле наклона стрела не могла опрокинуться назад под действием ветровой нагрузки, натяжения канатов механизма подъема и сил инерции. Опрокидывание стрелы может также произойти при обрыве груза, когда стрела получает импульс, равный потенциальной энергии сил упругости стрелы и каната под действием веса груза.

Рис. 6.5 Схемы механизмов изменения вылета



Схемы механизмов с жесткой кинематической связью со стрелой приведены на рис. 6.5. Самым распространенным является реечный механизм (рис. 6.5, а), характеризующийся малой массой и простотой изготовления. Он состоит из зубчатой или цевочной рейки 1, перемещаемой приводной шестерней 2 в качающихся направляющих. Рейка шарнирно соединена со стрелой 3. Винтовой механизм (рис. 6.5, б) состоит из приводной гайки 1 и винта 2, шарнирно соединенного со стрелой. Гайка 1 вместе с приводным механизмом и двигателем расположена на шарнирных опорах, что дает возможность гайке и винту поворачиваться относительно горизонтальной оси в процессе подъема стрелы. Масса винтового механизма примерно такая же, как и у реечного, но он сложнее и дороже в изготовлении и требует тщательного ухода за резьбовым соединением. Гидравлический механизм (рис. 6.5, в) состоит из качающегося гидроцилиндра 1, шток 2 поршня которого соединен со стрелой. Этот механизм обеспечивает весьма плавную работу, но он более сложен в изготовлении и эксплуатации.

Секторный механизм (рис. 6.5, г) имеет зубчатый сектор 1, находящийся в зацеплении с ведущей шестерней 2. Этот механизм обеспечивает постоянную угловую скорость качания стрелы и весьма низкое опускание стрелы. Однако эта конструкция тяжела и громоздка. Секторно кривошипный механизм (рис. 6.5, д) несколько проще и легче секторного.

Кривошипно-шатунный механизм (рис. 6.5, е) состоит из кривошипа 1 и шатуна 2, соединенного с коромыслом 3. Коромысло соединяется тягой 4 со стрелой. Этот механизм надежен и безопасен в работе, особенно если крайние положения стрелы соответствуют мертвым точкам кривошипного механизма -- в этом случае исключается возможность падения или запрокидывания стрелы на кран. Это один из самых тяжелых механизмов.

Механизмы с жесткой кинематической связью со стрелой позволяют предотвратить самопроизвольное движение стрелы под действием горизонтальных сил -- ветровой нагрузки, сил инерции, а также сил, возникающих при отклонении грузовых канатов от вертикали. При расчете таких механизмов, так же как и при расчете механизмов с гибкой связью, для крайних и нескольких промежуточных положений стрелы вычисляют силу, действующую на соединительное звено механизма (рейку, винт, шток гидравлического цилиндра и т. п.), по значению которой определяют необходимую мощность привода.



6. Механизмы передвижения

Механизмы передвижения служат для перемещения груза в горизонтальной плоскости. Различают два типа принципиально отличных схем механизмов передвижения. Механизмы с приводными ходовыми колесами расположены непосредственно на перемещаемом объекте (на тележке или мосту крана); механизмы с канатной или цепной тягой расположены отдельно от перемещаемого объекта и соединяются с ним посредством гибкого элемента (канатом, цепью).

6.1 Конструкции механизмов передвижения с приводными колесами

Краны и крановые тележки опираются на ходовые колеса. Колеса, соединенные с приводом, являются приводными (ведущими), а остальные колеса -- холостыми (ведомыми). Возможны случаи, когда на одном кране имеются два привода, а иногда все колеса крана являются приводными. При выходе из строя одного из приводов начатая технологическая операция завершается с помощью другого механизма.

Механизмы передвижения кранов имеют несколько конструктивных разновидностей.

Механизмы передвижения с центральным приводом с тихоходным трансмиссионным валом (рис. 7.1, а). Здесь на средней части моста устанавливают привод механизма передвижения, состоящий из двигателя 5, муфты 4 и редуктора 3. Выходной вал редуктора соединяют с трансмиссионным валом 2, собранным из отдельных секций. Секции соединены между собой муфтами и установлены на подшипниках, укрепленных на площадке моста крана. Посредством муфт трансмиссионный вал также соединяется с валами приводных ходовых колес 1. Трансмиссионный вал имеет ту же частоту вращения, что и ходовые колеса, и передает большой крутящий момент. Поэтому вал, муфты и опоры вала имеют большие размеры, что вызывает утяжеление механизма. Тормоз 3 устанавливают на муфте 4 или на свободном конце вала двигателя.

Механизм передвижения с центральным приводом с быстроходным трансмиссионным валом (рис. 7.1, б). При этой схеме трансмиссионный вал имеет ту же частоту вращения, что и двигатель, и передает минимальный крутящий момент. Размеры муфт, подшипников и диаметр трансмиссионного вала получаются небольшими. Необходимое передаточное число привода получают с помощью двух одинаковых редукторов, установленных около концевых балок моста крана. Выходные валы редуктора соединяются с валом ходовых колес посредством муфты. Несмотря на наличие двух редукторов (а не одного, как в предыдущей схеме), механизм при значительных пролетах получается более легким. Однако из-за высокой частоты вращения трансмиссионного вала необходима высокая точность его изготовления и монтажа, а также проведение балансировки. Металлоконструкция в этом случае также должна иметь повышенную жесткость. Конструкция муфт должна позволять компенсировать деформации площадок, возникающие в процессе работы крана под нагрузкой. При использовании двигателей постоянного тока их включают по схеме с параллельным или смешанным возбуждением. Применение двигателей с последовательным возбуждением не рекомендуется, так как при движении моста без груза частота вращения двигателя может превысить допустимую для данного вала, а это в свою очередь может привести к разрушению вала.



Рис. 7.1 Схемы механизмов передвижения кранов: --с тихоходным трансмиссионным валом; б --с быстроходным трансмиссионным валом; в -- с раздельным приводом

Механизм передвижения со среднеходовым трансмиссионным валом. Он состоит из одного двигателя и одного редуктора, располагаемых посередине моста. На ходовых колесах укреплены зубчатые венцы, соединенные с шестернями, расположенными на концах трансмиссионного вала. Вследствие наличия открытой тихоходной зубчатой пары, отличающейся малой долговечностью, эти механизмы не нашли широкого применения.

Механизмы передвижения с раздельным приводом. Наличие трансмиссионного вала увеличивает трудоемкость изготовления крана и его массу и требует проведения весьма точного монтажа. Чтобы устранить эти недостатки, применяют раздельный привод концевых балок моста (рис. 7.1, в). По этой схеме каждая концевая балка моста имеет самостоятельный привод, причем приводы, расположенные на различных концевых балках, связаны только металлоконструкцией крана.

7. Расчет механизма вылета стрелы

Рассчитать механизм изменения вылета с помощью наклона стрелы (см. рис. 8.1). Грузоподъемность при всех вылетах Q = 10 т. Масса стрелы mс=3,4 т. Длина Lc = 21 м. Длина стрелового полиспаста при максимальном вылете Lmax=25 м. Угол наклона полиспаста стрелы при максимальном вылете = 18°.

Рис. 8.1 Схема для определения усилия в стреловом полиспасте

При минимальном вылете: угол наклона полиспаста стрелы = 55°, расстояние от обводного блока грузового полиспаста до оси корневого шарнира d = 0,6 м, длина стрелового полиспаста при минимальном вылете

Lmin=13,6 м. Наибольший угол наклона стрелы к вертикали = 25°. Расстояние между осью шарнира стрелы и осью вращения крана (см. рис. 8.1) r=2 м.

Кратность грузового полиспаста =2, его кпд 0,99. Нагрузка от ветрового напора на стрелу 1200 Н, на груз = 1500 Н.

При минимальном вылете длина проекций стрелы: горизонтальной

= Lc sin = 21 * sin 25° = 9 м, вертикальной - H = Lccos = 21 * cos 25° = =19 м.

Время перевода стрелы из крайнего нижнего в крайнее верхнее положение t= 1 мин. Режим работы средний, частота вращения поворотной части крана ппов= 1 мин-1.

Определим усилия в стреловом полиспасте для крайнего нижнего и крайнего верхнего положений стрелы. При этом считаем, что в крайнем нижнем положении стрела будет располагаться почти горизонтально, и для этого случая можно принять H=0 и d=0.

При крайнем нижнем положении стрелы:

;

При крайнем верхнем положении стрелы:

Примем кратность стрелового полиспаста , КПД блока = 0,98 (табл.8.1).

Определим общий КПД полиспаста:

= 0,95 * 0,98 = 0,93;



где КПД обводного блока об = 6л = 0,98 и

КПД полиспаста

=;

Усилие в ветви каната стрелового полиспаста, набегающей на барабан при крайнем нижнем положении стрелы:

;

При крайнем верхнем положении стрелы:

;

Среднее расчетное усилие в ветви каната, набегающей на барабан:

Ход стрелового полиспаста:

=25- 13,6 = 5,4 м.

Длина каната, наматываемого на барабан:

lк == 5,46 = 32,4 м.

Средняя скорость навивки каната на барабан:

;

Необходимая мощность двигателя:

где ==0,85-

кпд механизма; , (ориентировочно).

Из табл. I.9.1 выбираем крановый электродвигатель с фазным ротором типа MTF 312-6 мощностью Р=17,5 кВт при п=950 мин-1, с моментом инерции ротора Iр = 0,312 кгм2, максимальным пусковым моментом

Tmax= 480 Нм.

Определим разрывное усилие каната:

F = = 44 938 * 5,5 = 247 159 Н;

где k- коэффициент запаса прочности, k=5,5- для среднего режима работы.

Из табл. I.9.2 выбираем канат 22.5-Г-1-Н-1568 ГОСТ 7665--80 с разрывным усилием 250 500 Н.

Диаметр барабана и блоков: D = =22,518 = 405 мм;

где d- диаметр каната; е=18- коэффициент, зависящий от типа машины, привода механизма и режима работы механизма (табл.8.2).

Допускается применять диаметр барабана по формуле:

Dб = 0,85D = 0,85405=345 мм.

Принимаем Dб = 360 мм (из стандартного ряда). Согласно табл. 8.3, примем шаг канавок на барабане t= 26 мм.

Рабочая длина барабана:

;

Частота вращения барабана:

Требуемое передаточное число механизма изменения вылета:

и=n/nб= 950/28,65 = 33,16.

Расчетная мощность для выбора редуктора:

Рр= kpP=122,87 = 22,87 кВт:

где kp=1-коэффициент, учитывающий условия работы редуктора

Из табл. I.9.3 выбираем редуктор типоразмера Ц2-400 с передаточным числом ир = 32,42 и мощностью на быстроходном валу 28,1 кВт при частоте его вращения 750 мин-1.

Фактическая частота вращения барабана:

Фактическая скорость навивки каната на барабан:

Эта скорость отличается от стандартного значения (см. табл. 8.5)

на 6 %, что допустимо.

Фактическое время перевода стрелы из крайнего нижнего в крайнее верхнее положение:

незначительно отличается от заданного.

Номинальный момент двигателя:

Тном = 9550= 9550 = 176 Н * м.

Максимальный статический момент двигателя при:

где z=1- число ветвей каната, наматываемых на барабан.

По этому моменту выбираем соединительную муфту. Определим расчетный момент муфты:

Тм = 293,5 * 1,4 * 1,2 = 493 Н * м;

где k1=1,4- коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма; k2=1,2- коэффициент, учитывающий режим работы механизма ( табл. 8.6).

Минимальный статический момент двигателя:

Средний пусковой момент двигателя:

где

максимальная кратность пускового момента электродвигателя: =1,9…3.2; минимальная кратность пускового момента электродвигателя.

Из табл. I.9.4 выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту № 2 с тормозным шкивом и наибольшим крутящим моментом 800 Нм. Диаметр тормозного шкива 300 мм. Момент инерции муфты Iм = 0,6 кгм2.

Момент инерции ротора двигателя и муфты:

= 0,312 + 0,6 = 0,912 кгм2.

Момент инерции вращающихся масс системы и груза относительно оси поворота (оси корневого шарнира) стрелы ( рис. 8.2):



при вылете стрелы R = LC +r=21+2 = 23 м.

Рис. 8.2 Расчетная схема крана

Передаточное число:

где - угол между крайними положениями наклонной стрелы, рад:

=Время пуска механизма при максимальном усилии в стреловом полиспасте:

где коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс привода механизма (кроме ротора двигателя и муфты),

.

что согласуется с данными табл. 8.7.

Время пуска при минимальном усилии в стреловом полиспасте:

что примерно соответствует данным табл. 8.7.

Выбор тормоза произведем для случая наиболее неблагоприятного горизонтального положения стрелы.

Статический момент при торможении (считается, что тормоз установлен на валу двигателя) при максимальном вылете стрелы:



Требуемый тормозной момент:

где коэффициент запаса торможения для механизма изменения вылета стрелы ( табл. 8.8).

Из табл. I.9.5 выбираем колодочный тормоз типа ТКТ-300 с диаметром тормозного шкива D= 300 мм и тормозным моментом 500 Нм, который следует отрегулировать до требуемого тормозного момента TT = 318 Нм.

Производим проверку продолжительности торможения при действии максимального и минимального моментов.

Минимальный тормозной момент (при минимальном вылете стрелы):

Время торможения при максимальном усилии в стреловом полиспасте:

что примерно соответствует данным табл. 8.7.

Время торможения при минимальном усилии в стреловом полиспасте:

соответствует данным табл. 8.7. Проверяем правильность выбора двигателя по пусковому моменту:

.



8. Редуктор

башенный кран тормоз монтажный

8.1 Цилиндрические крановые редукторы

Редуктор - самостоятельная сборочная единица, соединяемая с электродвигателем и рабочей машиной муфтами или открытыми передачами.

Редуктор служит для уменьшения частоты вращения и увеличения крутящего момента. В корпусе размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валы. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса.

Тип редуктора определяется составом передач и положением осей вращения валов в пространстве. Для обозначения передач используют заглавные буквы русского алфавита по простому мнемоническому правилу: Ц - цилиндрическая, П - планетарная, К - коническая, Ч - червячная, Г - глобоидная, В - волновая. Количество одинаковых передач обозначается цифрой. Оси валов, расположенные в горизонтальной плоскости, не имеют обозначения. Если все валы расположены в одной вертикальной плоскости, то к обозначению типа добавляется индекс В. Если ось быстроходного вала вертикальна, то добавляется индекс Б, а к тихоходному соответственно - Т.

Мотор - редукторы обозначаются добавлением спереди буквы М. Например, МЦ2СВ означает мотор - редуктор с двухступенчатой соосной цилиндрической передачей, где горизонтальные оси вращения валов расположены в одной вертикальной плоскости, здесь В не индекс, поэтому пишется рядом с заглавной буквой.

Обозначение типоразмера редуктора складывается из его типа и главного параметра его тихоходной ступени. Для цилиндрической, червячной глобоидной передачи главным параметром является межосевое расстояние; планетарной - радиус водила, конической - диаметр основания делительного конуса колеса, волновой - внутренний посадочный диаметр гибкого колеса в недеформированном состоянии.

Под исполнением принимают передаточное число редуктора, вариант сборки и формы концов валов.

Вариант сборки цилиндрических редукторов и формы концов валов по ГОСТ 20373-74; червячных редукторов - по ТУ 2.056.218-83, а коническо - цилиндрических редукторов - ГОСТ 20373-80.

Основная энергетическая характеристика редуктора - номинальный момент ТН, представляющий собой допустимый крутящий момент на его тихоходном валу.

Новые редукторы имеют гладкие основания корпусов с утопленными лапами, а крышки имеют горизонтальные поверхности верхних частей, служащие технологическими базами (рис.1).

Корпуса редукторов новой конструкции имеют следующие преимущества:

1. Увеличен объем масла, что увеличивает срок его годности.

2. Возможность исключения фланцев, как основного источника неплоскостности.

3. Большая жесткость основания и податливая крышка корпуса, что улучшает виброакустические свойства.

4. Меньшее коробление при старении, что исключает течь масла;

5. Уменьшение отказов примерно на 30% из-за повышенной прочности утопленных лап.

6. Упрощение дренажирования накопленного масла от разбрызгивания из подшипниковых узлов.

7. Возможность повышения точности расположения осей валов.

8. Простота наружной обработки.

9. Отсутствие цековки под головки стяжных винтов корпуса с основанием.

10. Обеспечение требования технической эстетики.

Цилиндрические пары цилиндрических редукторов выполняют по развернутой узкой , развернутой или соосной схеме с одним или двумя потоками мощности.

Наибольшее распространение имеет развернутая схема за счет рациональной унификации деталей редуктора. Так, например, шестерни, колеса и валы можно использовать для изготовления редукторов нескольких типоразмеров. При использовании косозубых передач рекомендуется с целью унификации выбирать направление зуба шестерни - левое, для колеса - правое во всех ступенях редуктора. Эти рекомендации оправданы для крупносерийного и массового производства, так как унификация деталей приводит к снижению себестоимости. Однако, в единичном и мелкосерийном производстве целесообразно на первой ступени брать направление зубьев шестерни - левое, а шестерни второй ступени - правое. Это вызвано тем, что осевые силы на промежуточном валу частично уравновешиваются, тем самым снижается осевая нагрузка на опоры.

При компоновке редуктора рекомендуется располагать зубчатые колеса на ведущем и ведомом валах дальше от выходных концов валов с целью обеспечения более равномерного нагружения опор радиальной силой.

Развернутую схему целесообразно использовать до = 630...800 мм. Редуктор, спроектированный по развернутой схеме, получается удлиненной формы. Масса такого редуктора примерно на 20? больше, чем у редуктора, спроектированного по раздвоенной схеме.

В раздвоенной схеме быстроходная или тихоходная ступень раздваивается на две косозубые передачи с встречным направлением зуба, образуя фактически шевронную передачу с разнесенными полушевронами. Более рациональной считается схема с раздвоенной быстроходной ступенью, так как в ней удваивается номенклатура менее нагруженных деталей, упрощается промежуточный вал, его можно выполнить как вал-шестерню, появляется возможность сделать быстроходный вал “плавающим”, это предпочтительнее, чем делать “плавающим” промежуточный или тихоходный вал при раздвоенной тихоходной ступени.

В соосной схеме ось быстроходного вала совпадает с осью тихоходного вала, это дает возможность компоновать технические устройства в осевом направлении. Редуктор, выполненный по соосной схеме, имеет массу, габариты и стоимость такие же как и редуктор, выполненный по развернутой схеме. В соосном редукторе , поэтому быстроходная ступень редуктора является недогруженной и соответственно более мощной. Соосные редукторы очень удобны для использования в машинах с повторно-кратковременным режимом работы. К недостатку соосных редукторов следует отнести некоторое усложнение конструкции опоры быстроходного и тихоходного вала, расположенной внутри редуктора.

Наиболее компактными среди редукторов с неподвижными осями валов являются многопоточные редукторы, в которых поток мощности разветвляется от шестерни быстроходной ступени на ряд потоков и, пройдя через промежуточные валы, переходит на колесо тихоходной ступени, откуда снимается с учетом потерь мощности двигателя.

Многопоточные редукторы по сложности изготовления приближаются к планетарным, однако передаточные числа планетарных редукторов значительно выше, поэтому многопоточные редукторы имеют ограниченное применение. Их используют в случае необходимости симметричной компоновки привода относительно его продольной оси.

Коническо-цилиндрические редукторы представляют собой совокупность конического редуктора с одноступенчатым цилиндрическим, в котором отражены все преимущества и недостатки названных редукторов.

Так как конические передачи имеют более низкую нагрузочную способность и, следовательно, большие габариты, то рекомендуется с целью снижения габаритов привода в целом делать быстроходную ступень конической. Однако, следует учитывать, что конические передачи очень чувствительны к погрешностям монтажа и изготовления, особенно на быстроходных ступенях редуктора. С целью уменьшения влияния погрешностей монтажа допускается использовать коническую передачу на промежуточных и тихоходных ступенях привода. Если увеличение размеров конической передачи не является решающим фактором в проектирование привода, то конической можно сделать тихоходную ступень привода.

Особенностью коническо-цилиндрических редукторов является то, что направление зуба косозубой цилиндрической пары следует выбирать таким, чтобы осевые силы на промежуточных валах вычитались.

На работу конических шестерен влияют радиальные нагрузки, действующие на выходной конец вала, так как большая радиальная нагрузка вызывает деформацию вала и соответственно нарушение зацепления конической пары. Поэтому в случаях, когда на концевой части вала конической шестерни расположен шкив или звездочка, создающие при работе большую радиальную нагрузку, рекомендуется предусматривать устройство для разгрузки вала от действия радиальной нагрузки.

8.2 Червячные редукторы

Червячные редукторы выполняют с цилиндрическим и глобоидным червяком, с архимедовым, эвольвентным, конвалютным и вогнутым профилем червяка. Глобоидные редукторы отличаются большой нагрузочной способностью и более высоким КПД за счет большего числа зацепляющихся пар зубьев и лучших условиях смазки. Основным недостатком червячных редукторов является низкий КПД, особенно у самотормозящих червячных передач с цилиндрическим червяком. Поэтому, червячные передачи используют при работе в повторно-кратковеменных режимах.

Двухступенчатые червячные редукторы используют очень редко, так как они имеют очень низкий КПД и высокую стоимость изготовления. Двухступенчатые редукторы выполняют либо с двумя цилиндрическими, либо одним глобоидным и одним цилиндрическим червяками. Двухступенчатые глобоидные редукторы практически не применяются, из-за сложности двойной регулировки зацеплений. В двухступенчатом червячном редукторе увеличивается длина промежуточного вала, в связи с чем уменьшается его жесткость при одновременном увеличении температурных деформаций вала. Для увеличения КПД привода при больших передаточных числах рекомендуется применять червячно-цилиндрические и цилиндро-червячные редукторы. Червячно-цилиндрические редукторы имеют наименьшую ширину привода и минимальные размеры редуктора при больших передаточных числах.

Червячные редукторы дают возможность осуществить в одной ступени большое передаточное отношение от 8 до 80. Благодаря высоким виброакустическим параметрам лифты и машины пищевой промышленности комплектуются червячными редукторами. Однако, вследствие низкого КПД и меньшего ресурса, чем у зубчатых редукторов, редко применяют их в машинах непрерывного действия.

Компоновочные возможности червячного редуктора определяются положением червячной пары в пространстве. Обычный червячный редуктор с нижним расположением червяка обозначается схемой сборки - 51, с верхним червяком - 52, при вертикальном расположении червяка - 53, боковое расположение червяка в горизонтальной плоскости и вертикальное расположение вала колеса обозначается - 56.

Двухступенчатые червячные, червячно - цилиндрические, цилиндрическо - червячные редукторы обычно относятся к специальным редукторам. Они имеют следующие существенные недостатки:

1. Сложность регулировки червячной пары и подшипников.

2. Долговечность червячной пары, а именно червячного колеса намного меньше, чем у зубчатых передач.

3. Склонность к заеданию червячной пары при нарушении нормального контакта.

В данный момент вместо червячной передачи применяются планетарные и волновые редукторы с малой кинематической погрешностью.

На рис.10 показан одноступенчатый червячный редуктор с нижним расположением червяка с цельным корпусом. Обычно такой корпус применяется в редукторах с межцентровым расстоянием до 100 мм. Здесь посадочный диаметр боковой крышки несколько больше диаметра червячного колеса для удобства демонтажа и сборки.

Для обеспечения нормальной смазки червячной пары и подшипников червячного колеса применяются крыльчатки. При большой скорости червяка предусматриваются маслоотражательные кольца для подшипников червяка и вала червячного колеса.



Заключение

Еще в далеком прошлом были известны рычаги и блоки, полиспасты и канаты, зубчатые и червячные передачи, канаты, которые и сейчас широко применяются в кранах. Но основные узлы, агрегаты и детали кранов с веками претерпели коренные изменения или были уже в наши дни сконструированы заново по принципиально новым схемам. Таким образом, в башенном кране как бы соединились далекое прошлое и передовое настоящее, традиции с самыми последними достижениями научно-технического прогресса. Переход от старого к новому происходил, разумеется, постепенно, на протяжении многих сотен лет. Вначале вместо рычажных подъемников появились краны с неповоротной консолью, передвижные краны-укосины, башенные краны с неповоротной башней, позже их сменили нынешние краны с поворотной, и даже складывающейся башней, изменяемым вылетом крюка.

На стройках страны сегодня используют свыше 200 тыс. монтажных кранов, 164 тыс. экскаваторов, 43,6 тыс. бульдозеров, множество погрузчиков, скреперов, тракторов и другой строительной техники. В каждом поколении кранов люди производили тщательный отбор лучшего, тех полезных качеств и свойств, которые передавали следующим поколениям. И сегодня на стройках встречаешь башенные краны самых разнообразных конструкций, имеющие большую мобильность и грузоподъемность, повышенные скорости рабочих движений и высоту подъема грузов, требующие малых сроков для монтажа и демонтажа.

Башенные краны при реконструкции цехов используют реже, чем при возведении новых объектов. Это связано с увеличением удельных затрат на устройство подкрановых путей, монтаж и демонтаж крана, с повышенной стесненностью монтажной зоны, ограничивающей возможности доставки крана на строительную площадку. Однако вертикальность башни крана и большая высота подвески стрелы позволяют перемещать монтируемые конструкции над существующими и размещать их даже в узких коридорах, образованных существующими зданиями.

Область применения башенных кранов может быть расширена при использовании различных комбинированных систем и устройств. Простейшим примером этого является одновременная работа двух башенных кранов или башенного и любого другого крана для подъема груза, превышающего грузоподъемность каждого крана в отдельности.

Существенно увеличить грузоподъемность башенного крана можно, превратив его в козловой жестким сопряжением стрел двух башенных кранов или опиранием стрелы крана на дополнительную временную опору.

Эффективным направлением совершенствования конструкций башенных кранов и приспособления их к работе на реконструируемых и рассредоточенных объектах является перевод их на безрельсовый ход (пневмоколесный, гусеничный или шагающий). Для монтажных работ, выполняемых в стесненных условиях, наибольшее применение могут найти безрельсовые башенные краны, имеющие стрелу с грузовой тележкой. При достаточно большом вылете такой кран может длительное время работать на одной стоянке, благодаря чему основной недостаток безрельсового хода - невозможность передвижения с грузом - малосуществен. Возможны и другие методы модернизации для расширения области применения башенных кранов.



Список использованной литературы

1. Подъемно- транспортные машины: Учебник для студентов вузов / Под ред. М. П. Александрова. - Высш. шк. , 1985. - 519 с.

2. Теория, конструкция и расчет строительных и дорожных машин: Учебник для студентов вузов / Под ред. Л. А. Гоберман. - М. : Машиностр. , 1980. - 407с.

3. Вайсон А.А. Строительные краны. - М.: Машиностроение, 1969

4. Бордяков Д.Е., Орлов А.Н. Грузоподъемные машины: Учебное пособие. - СПб, 1995

5. Абрамович И.И. и др. Грузоподъемные краны промышленных предприятий: Справочник. - М.: Машиностроение, 1989

Размещено на Allbest.ru

...