Вантажопідйомною машиною

Вступ

Вантажопідйомною машиною (ВПМ) називається машина періодичної дії для транспортування на незначну відстань різних вантажів: штучних, сипучих і т.д.

Вантажопідйомна машина характеризується наступними основними ознаками: наявністю механізму підйому вантажу, циклічністю, відсутністю постійних місць завантаження і розвантаження. Кран – це складна вантажопідйомна машина, яка характеризується можливістю надання різних рухів вантажів по тій чи іншій траєкторії.

До вантажопідйомних машин відносяться: домкрати, талі, лебідки, стрілові поворотні крани, консольні крани, мостові крани, мостові перевантажувачі, крани металургійного циклу та інші.

Вантажопідйомні машини застосовуються в промисловості, будівництві, на транспорті. Особливо велика насиченість кранами на металургійних заводах, у портах, де іноді встановлюють багато десятків, а іноді і сотні кранів.

Залежно призначення всі вантажопідйомні машини можна поділити на два класи: загального і спеціального застосування.

Вантажопідйомні машини загального призначення застосовуються для виконання різних вантажно-транспортних операцій з вантажами загального характеру. До цього класу машин відносяться найпростіші підйомні механізми: домкрати, талі, лебідки, прості стаціонарні і пересувні стрілові і поворотні крани.

Зважаючи на велике поширення у народному господарстві підйомних кранів саме цієї групи, розрахунок основних механізмів баштового крана загального призначення і був обраний темою для даного проекту.

Курсовий проект

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

Розробив

Ланцута Ю.В.

Вступ

Літера

Аркуш

Аркушів

Перевірив

Бундза О.З.

н

1

1

НУВГП

ННМІ, МБп-22інт.

1.       РОЗРАХУНОК МЕХАНІЗМУ ПІДЙОМУ

1.1 Вихідна кінематична схема механізму підйому та вихідні дані.

1.1.1 Викреслюють кінематичну схему механізму підйому (або талі електричної) з поліспастом.

[pic 1]

Рис.1.1 Схема механізму підйому

1.1.2 Вихідні дані.

        Таблиця 1.1

1.2. Вибір двигуна.

В силу специфіки роботи механізмів вантажопідйомних машин використовують трьохфазні асинхронні електродвигуни з фазовим ротором (контактними кільцями) типу MTF; рідше, при ненапруженій роботі потужністю до 7...8 кВт, з коротко замкнутим ротором типу MTKF. Для приводів малопотужних кранів, будівельних лебідок та електросталей використовують трьохфазні асинхронні коротко замкнуті електродвигуни загального призначення типу 4А, 4АС та їх вмонтоване виконання типу 4АB (коли статор вмонтований в барабан).

Курсовий проект

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

Розробив

Ланцута Ю.В.

Механізм підйому

Літера

Аркуш

Аркушів

Перевірив

Бундза О.З..

н

1

23

НУВГП

ННМІ, МБп-22інт.

1.2.1. Визначення необхідної потужності двигуна в кВт:

[pic 2]кВт.

де Q – номінальна маса вантажу (вантажопідйомність), кг;

g = 9,81 м/с[pic 3]- прискорення вільного падіння;

vв- швидкість підйому вантажу, м/с;

[pic 4] - загальний коефіцієнт корисної дії: [pic 5]= 0,8...0,85, табл23,(5).[pic 6]

1.2.2 Вибір основних параметрів і основних розмірів електродвигуна.

Вибираємо електродвигун з Додатку 9, табл.1 або (3, 5, 7), його характеристики (потужність, P[pic 7]; частоту обертання вала за хвилину, nдв; момент пуску, Mпуск ; момент інерції ротора, Iр) та його розміри.

Приймаємо електродвигун 4А112МA6УЗ.                

N=5.0 КВт; n=955 об/хв;

Ммах/Мном=2,2;

Мпуск/Мном=2,0;

Ір=0,0175 кг/м2 .

1.3 Вибір типу та кратності поліспаста.

1.3.1 Вибираємо схему та тип поліспаста (простого або здвоєнного).

Вибираємо схему поліспаста простого типу.

1.3.2 Викреслюємо схему поліспаста та визначають його кратність, і[pic 8] .

[pic 9];

1.4 Визначення найбільшого робочого зусилля в канаті поліспастної системи (біля барабана), в H:

[pic 10],

де [pic 11]- коефіцієнт, що враховує тип поліспаста ( [pic 12]=1 – для простих поліспастів; [pic 13]=2 – для здвоєних);

       Курсовий проект

Аркуш

 2

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

[pic 14] - коефіцієнт корисної дії поліспастної системи: [pic 15] - коефіцієнт корисної дії поліспаста, [pic 16] - коефіцієнт корисної дії блока, встановленого на підшипниках кочення; iп – кратність поліспаста.

1.5 Визначення розрахункового розривного зусилля в канаті, вибір згідно Держнаглядохоронпраці його діаметра та інших параметрів:

[pic 17];

[pic 18];

де [pic 19]=4,5 - мінімально допустимий коефіцієнт використання каната;

[pic 20]=14 мм; [pic 21]= 1568 МПа;

тип ЛК-Р, ГОСТ 2688; [pic 22]=86700Н.

1.6 Визначення розмірів робочих та зрівнювальних блоків, та їх профілювання (рис.2).

Діаметр робочого блока по дну рівчака згідно норм Держнагляд- охоронпраці визначають з формули:

[pic 23];

[pic 24]мм.

Приймаємо [pic 25]= 280 мм .[pic 26]

Рис.1.2 Схема профілю блока

Робочий діаметр блока по дну рівчака:

[pic 27] мм .

Радіус рівчака:

[pic 28]мм.

Курсовий проект

Аркуш

 3

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

Приймаємо [pic 29]мм.

Висота рівчака:

[pic 30]мм.

Приймаємо [pic 31]мм.

Ширина рівчака по поверхні обода:

[pic 32] мм.

Приймаємо [pic 33] мм.

Ширина обода:

[pic 34]мм.

Зовнішній діаметр блока:

[pic 35]мм.

1.7 Вибір типу крюкової підвіски та розрахунок її елементів.

1.7.1 Вибір типу крюкової підвіски. Вибираємо схему крюкової підвіски.

[pic 36]

Рис.1.3 Тип крюкової підвіски

1.7.2 Вибір та розрахунок однорогого кованого крюка.

Вантажні ковані крюки виготовляють з Сталі 20, розмірами згідно ГОСТ 6627-74.

Вибираємо номер крюка 14, вантажопідйомністю 3.2 тони. Основні розміри:

    Курсовий проект

Аркуш

 4

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

[pic 37] 

d =33мм.

[pic 38]

[pic 39].

p=3.5мм.

М33.[pic 40]

D=60мм.

Рис.1.4 Розрахункова схема крюка

Переріз І-І розраховують на напруження розтягу (МПа) в різьбі:

[pic 41]МПа;

[pic 42]МПа.

Переріз ІІ-ІІ розраховують як криволінійний брус.        

[pic 43]МПа;

[pic 44]МПа;

[pic 45]

[pic 46] [pic 47] [pic 48]

Вертикальний переріз ІІІ-ІІІ розраховують на сумарне напруження:

Курсовий проект

Аркуш

 5

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

[pic 49].

Найбільше напруження виникає в точці C( внутрішніх волокнах) і визначається:

[pic 50]МПа.

Напруження зрізу:

[pic 51]МПа;

[pic 52]

Допустиме напруження:

[pic 53]МПа,

де [pic 54]=1,2...1,5- допустимий запас міцності, с.67,(7).

1.7.3 Розрахунок упорного підшипника.

[pic 55]

Рис.1.5 Схема упорного підшипника

Для запобігання скручування канатів поліспастної системи при провороті крюка, застосовується упорний підшипник.

Осьове навантаження визначається:

[pic 56],

 де Кd=1,25 – динамічний коефіцієнт, згідно с.12,(5);

 [pic 57]- статична (таблична) вантажопідйомність, H.

[pic 58]H;

[pic 59]=46000Н;

8207H; d=35; H=16; [pic 60]=62мм.

1.7.4 Визначення розмірів гайки. Висота гайки:

[pic 61]мм,

Курсовий проект

Аркуш

 6

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

де p – крок різьби, мм;

[pic 62]- зовнішній діаметр різьби, мм;

[pic 63]=30...35 МПа – допустиме напруження зминання.

 Матеріал гайки сталь 45. Зовнішній діаметр гайки [pic 64]=1,8[pic 65].

Діаметр опорної частини [pic 66][pic 67] дорівнює зовнішньому діаметру упорного підшипника: [pic 68]5мм. Приймаємо 68

[pic 69]

Рис.1.6 Схема гайки

1.7.5 Розрахунок поперечини(траверси).

Поперечина виготовляється з сталі Ст.4, Сталі 20 та Сталі 45 і розраховується на згин.

Розрахунок довжини поперечини:        

[pic 70]

Діаметр отвору під шийку крюка:

[pic 71]мм.

Ширина поперечини:

[pic 72]мм.

Згинаючий момент для небезпечного перерізу:

[pic 73]H*м.

Висота поперечини:        

[pic 74]м.[pic 75]

Приймаємо [pic 76]=40мм.

Загальна висота поперечини:

Курсовий проект

Аркуш

 7

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

[pic 77]мм.

Рис.1.7 Розрахункова схема траверси:[pic 78]

де [pic 79]- висота упорного підшипника (див. розд. 1.7.3)

Діаметр цапфи:

[pic 80]мм.

 Приймаємо [pic 81]=45мм.

1.7.6 Розрахунок осі блоків нормальної підвіски.

Осі блоків виготовляють з сталей Ст..5, Ст..6, Сталі 40 та Сталі 45 з допустимим напруженням згину з врахуванням термообробки [pic 82]=140...240 МПа. При розрахунку осі навантаження приймають у вигляді зосереджених сил по лінії симетрії блоків. Розрахункові схеми осей показані на рис. 8.

[pic 83]

Рис.1.8 Розрахункова схема осі

Найбільше значення моментів згину в небезпечних перерізах осей:

[pic 84]H*м.

Курсовий проект

Аркуш

 8

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

Діаметр осі:

[pic 85]м.

Приймаємо [pic 86]=40 мм.

1.7.7 Розрахунок сережки.

Сережки виготовляють з сталей Ст.З або Сталь 20, для яких допустиме напруження розтягу [σр]= 100 МПа. [pic 87]

Рис.1.9 Схема сережки

Товщина сережки:        

[pic 88]м;

[pic 89]

Приймаємо δ=15мм.

Перевірка на питомий тиск:

[pic 90]МПа.

1.7.8 Розрахунок підшипників блока.

Як правило, сучасні блоки встановлюють на підшипниках кочення (шарикових радіальних). Вибір підшипників, які обертаються з частотою n>10 об/хв здійснюють по діаметру осі, виходячи з динамічної вантажопідйомності.

Курсовий проект

Аркуш

 9

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

[pic 91]

Рис.1.10 Схема радіального кулькового підшипника

Частота обертання блока:

[pic 92]

Динамічну вантажопідйомність визначають:

[pic 93]

[pic 94]млн.об;

[pic 95]

[pic 96]

Вибираємо номер підшипника:

№-308; d=40; D=90; В=23; С=31900 Н.

1.8 Розрахунок барабана.

Барабани бувають гладкі та нарізні. Нарізні барабани виконують з односторонньою нарізкою (в простих поліспастах) або здвоєною нарізкою (в здвоєних поліспастах). Матеріали для виготовлення барабана: СЧ15, Сталь 25Л, сталь Ст 3.[pic 97]

                                     Рис.1.11 Схема нарізного барабана.[pic 98]

                  Рис.1.12 Схема профілю канавок барабана на барабані.

Курсовий проект

Аркуш

 10

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

Вибираємо барабан зі односторонньою нарізкою і матеріал сталь 25Л.

1.8.1 Діаметр барабана по дну канавки:

[pic 99]

Діаметр барабана по дну рівчака:

[pic 100]мм.

1.8.2 Розміри профілю рівчаків барабана.

Радіус рівчака: [pic 101]мм.

Глибина рівчака: [pic 102]

Крок нарізки [pic 103]мм.

1.8.3 Найменша кількість витків нарізки барабана при одношаровій навивці каната:

[pic 104]

Приймаємо [pic 105]=17.

1.8.4 Довжина барабана:

[pic 106]

1.8.5 Визначення товщини стінки барабана: сталевого:

[pic 107]

1.8.6. Перевірка стінок барабана на стиск :

[pic 108]

де [[pic 109] ]=140 МПа - для сталевих барабанів.

1.9. Частота обертання барабана в об/хв:

[pic 110]

Курсовий проект

Аркуш

 11

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

де vв - швидкість підйому вантажу в м/с,

Dоб - діаметр барабана по центру канавки в м.

1.10. Розрахунок кріплення каната до барабана

[pic 111]

                                Рис.1.13 Розрахункова схема кріплення.

Кріплення каната до барабана повинно бути надійним. Канати до барабана кріплять зовнішніми накладками (планками), внутрішньою прижимною планкою та за допомогою клина. Перший спосіб кріплення найбільш розповсюджений Накладки виготовляються з одним отвором (рис. 14). Матеріал накладок сталь Ст.З.

Кількість накладок визначають розрахунком: але згідно норм Держ-наглядохоронпраці. Розміщення накладок на барабані встановлюють конструктивно.

Розміри накладок :

[pic 112]; [pic 113][pic 114]; [pic 115]; [pic 116]; [pic 117]; [pic 118][pic 119]

                                         Рис.1.14 Схема накладки

1.10.1. Визначення натягу каната біля планки:

[pic 120],

Курсовий проект

Аркуш

 12

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

де Fk - див. розділ 1.4;

    f- коефіцієнт тертя між канатом та барабаном: f = 0,1...0,16 (с.67,[7]);

    а - кут обхвату канатом барабана.

Згідно норм Держнаглядохоронпраці при нижньому положенні вантажозахватного пристрою на барабані повинно залишитись навитими не менше 2 -1.5 витків каната; не рахуючи витків під накладками. Цьому відповідає кут а = Зπ; е=2,72 - основа натурального логарифму

1.10.2. Визначення сипи затяжки шпильки (болта):

[pic 121]

де  fі - коефіцієнт тертя між канатом і планкою;

f1=f - для круглих канавок накладки;

К – коефіцієнт.

Значення К можна взяти з Додатку 8, табл.Д8.

[pic 122],

де σт -межа текучості матеріалу в МПа;

 [S] - потрібний коефіцієнт запасу.

1.11. Статичний крутний момент на валу барабана в Нм.

[pic 123][pic 124]

де ήб= 0,99 - коефіцієнт корисної дії барабана;

Fk і а- див. розд. 4, а Dоб - розд.8.2.

1.12. Розрахунок приводу механізму підйому.

Механізми підйому (рис. 15) переважно складаються з циліндричних зубчастих передач у вигляді двохстутгінчасгнх редукторів. Для електроталей використовукль спеціальні редуктори - циліндричні двохступінчасті редуктори типу Ц-2 або РМ.

Курсовий проект

Аркуш

 13

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

[pic 125]

                        Рис.1.15 Схема механізму підйому. Таль електрична.

[pic 126]

                             Рис.1.16 Кінематична схема редуктора Ц2.

1.10.3. Перевірка шпильки (болта) на міцність.

Розміри шпильки (болта) приймають: довжину - конструктивно; зовнішній діаметр в залежності від діаметра отвору накладки.

При затяжці та роботі кріплення каната до барабана шпилька (болт) сприймають розтяг, кручення та згин.

Сумарне напруження при цьому:

[pic 127],

де d1- внутрішній діаметр різьбі: шпильки (болта) в мм; Кн [pic 128]1,5 - коефіцієнт надійності кріплення, с.66[7]; К3 = 1,3- коефіцієнт, що враховує напруження кручення при затяжці шпильки, с.67,[7]; lс - плече силі: в мм (див. рис. 13); [σр] -допустиме напруження розтягу для матеріалу шпильки в МПа.

1.12.1. Необхідне передаточне число приводу.

 [pic 129]

Курсовий проект

Аркуш

 14

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

1.12.2: Для талей проводиться розбивка загального передаточного числа редуктора по ступеням.

Для забезпечення приблизне однакового погруження зубчастих коліс швидкохідної та тихохідної ступеней в масляну ванну потрібна і приблизна рівність, діаметрів ділильних коліс dd2= dd1 ,що може бути досягнуто при

Uш >Uт. Тут Uш і Uт - відповідно передаточні числа швидкохідної та тихохідної ступеней.

1.12.3. Передаточне число швидкохідної (першої) ступені можна визначити за формулою:

 [pic 130]

1.12 4. Передаточне число тихохідної (другої) ступені:        

[pic 131]

1.12.5. Номінальний крутний момент на проміжному валу 2:

 [pic 132]

де ή = 0,975 - коефіцієнт корисної дії зубчастої передачі однієї ступені і пари підшипників кочення.

1.12.6. Номінальний крутний момент на швидкохідному валу І:

 [pic 133]

1.12.7. Розрахунок закритих зубчастих передач редуктора.

Закриті зубчасті колеса редуктора розраховують на витривалість по контактних напруженнях та перевіряють міцність зубців на згин [1, 3, 4, 5]. Зубчасті колеса виготовляють з Сталей 40, 45, 50, 40Х, 40ХН з відповідною термообробкою [1, 5]. Твердість поверхні шестерні повинна бути більшою за колесо на 20...ЗО одиниць НВ, с. 36,[5]. Розрахунок двохступінчастої співосної зубчастої передачі починають з тихохідної прямозубої ступені.

Курсовий проект

Аркуш

 15

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

1.12.7.1. Вихідні дані для розрахунку тихохідної передачі заносяться в таблицю:

        Табл.. 1.2

1.12.7.2. Вибір матеріалу та допустимих напружень .

1.12.7.3. Допустиме напруження на контактну витривалість.

[pic 134];

[pic 135]

[pic 136]

[pic 137]

де σHlimb - границя контактної витривалості поверхні зубців, відповідно базовому числу циклів зміни напружень Nно, табл. 3.17,[1]; SН - коефіцієнт безпеки (запасу міцності), враховує вид термообробки та характер навантажень, с.75,[І]; ZК -коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні, вибирають з табл.3.ї8,[1]; ZУ -коефіцієнт, що враховує колову швидкість. В попередніх розрахунках Zу =1

[pic 138] [pic 139] [pic 140]

КHL -коефіцієнт довговічності, що враховує час служби та режим навантажень передачі:

[pic 141]

 [pic 142]

[pic 143]

 [pic 144]

Курсовий проект

Аркуш

 16

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

Тут Nно - базове число циклів та m - показник степені кривої витривалості, вибирають з табл.6 , (5}; Nне - еквівалентне (сумарне) число циклів (навантажень) зміни напружень за прийнятий час роботи деталі.  [pic 145]

[pic 146];

[pic 147]; n=955,0[pic 148]; [pic 149]

де n - частота обертання вала , об/хв, є - відносний час включення механізму (режим роботи); Lh - кількість годин роботи деталі при заданому терміну роботи, вибирають з табл. 13 та 14,(5); φпр - коефіцієнт приведення до розрахункового числа навантажень. с.27.(5). Дія показника степені кривої витривалості m=6:

[pic 150]

[pic 151] [pic 152];

 де Кп і Кв - коефіцієнти використання крана, табл. 15,[5].

 Еквівалентне число циклів зміни напружень інших валів:

[pic 153]

[pic 154] 

Тут Uj-i - передаточне число між відповідним I та валом j. Допустимі контактні напруження визначають для шестерні [σн]ш та колеса [σн]к. Для розрахунку передачі використовують менше з двох отриманих допустимих напружень

Дійсні напруження на контактну витривалість :

Тихохідна ступінь:

[pic 155];

[pic 156] [pic 157] [pic 158] 

[pic 159]

[pic 160]        

[pic 161]

Швидкохідна ступінь:[pic 162] 

Курсовий проект

Аркуш

 17

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

[pic 163]

[pic 164] [pic 165] [pic 166] [pic 167] Z=25; [pic 168]

Отже умова міцності на контактні напруження виконується для всіх зубчастих  коліс і шестерень.

1.12.7.4. Допустиме напруження на згин

[pic 169]

[pic 170][pic 171]

[pic 172] 

[pic 173][pic 174]

 σFlimb - границя витривалості зубів при згині, відповідно еквівалентному  числу зміни напружень NFO табл. З.І9,[1], в залежності від термообробки та твердості; Кнс - коефіцієнт, що враховує характер прикладеного навантаження. табл.3.20,[1]; Кц - коефіцієнт довговічності.

[pic 175] [pic 176] [pic 177] [pic 178] [pic 179]

[pic 180] 

[pic 181]

[pic 182]

[pic 183]

[pic 184] 

[pic 185]

Курсовий проект

Аркуш

 18

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

При умові NFE[pic 186]NFO беруть КFL=1; Yr=1 - коефіцієнт, що враховує шорсткість перехідної поверхні зубця в залежності від способу обробки, с.79,[1]; YS=1 коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напружень, при проектному розрахунку див. с.77,(1); SF - коефіцієнт безпеки (запасу міцності). табл. 11,[5], залежить від режиму роботу, характеру навантажень та типу заготовки (прокат, поковка чи литво).

Допустимі напруження при згині визначають для шестерні та для колеса Тихохідна ступінь:

[pic 187]

[pic 188] [pic 189] [pic 190] [pic 191] 

[pic 192] [pic 193] [pic 194] [pic 195]

[pic 196]

Швидкохідна ступінь:

[pic 197] 

Тут m=6 - показник степені кривої витривалості при згині при HB 350, с.77,[1], NFO = 4*106 - базове число циклів зміни напружень, с.77,[і], NFE - еквівалентне число циклів зміни напружень, визначається як раніше Умови міцності на згин виконується.

1.12.7.5. Визначення мінімальної міжосьової відстані тихохідної передачі редуктора електроталі.

Мінімальну міжосьову відстань тихохідної ступені редуктора електроталі визначають із умов контактної втоми поверхні зубів.

[pic 198] [pic 199]; [pic 200] [pic 201] [pic 202] [pic 203]

[pic 204]

де Ut- передаточне число тихохідної ступені; М2 - момент проміжному валу (див. Розділ 12.5 ) [pic 205]- допустимі контактні напруження; коефіцієнти KHB, ψha вибираються із [1, 3 або 4].

Курсовий проект

Аркуш

 19

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

1.13. Вибір муфт та їх перевірочний розрахунок.

Для з'єднання валів двигуна та редуктора (рис. 15) використовують втулково-пальцьову або зубчасту муфти з гальмівним шківом. Вибір муфт та їх перевірочний розрахунок наведені в [5],с.98...10І; |7], С.92...93.

Для з'єднання вала двигуна талі з редуктором застосовують втулкову муфту з шліцьовим з’єднанням, а для з'єднання барабана з редуктором використовують зубчасту муфту.

Вибираємо зубчасту муфту

[pic 206] [pic 207][pic 208]

                        Рис. 1.17 Муфта 1-100(МЗ-1)

1.14. Перевірка двигуна на перенавантаження в період пуску.

Вибраний електродвигун перевіряють на перевантаження в період пуску, коли вал двигуна навантажується, крім статичного і динамічними моментами від поступального руху вантажу, а також обертального руху мас приводу.

Перевантаження електродвигуна оцінюють коефіцієнтом перевантаження:

 [pic 209]

де Мпуск. пусковий момент на валу двигуна, Н*м; Мн - номінальний момент на валу двигуна Н*м: [pic 210] - табличне значення коефіцієнта перевантаження.

  [pic 211]

Курсовий проект

Аркуш

 20

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

де Q - див. розділ.2.1, Doб - в м, див., розд.8.2, nдв - див. розд.2.2; іп - див. розд.3.2; uм - див. розд.12; ήзаг- див. розд,2.1; ІР - динамічний момент інерції ротора, кгм2; δ=1.1...1.2- коефіцієнт, що враховуючий динамічний момент інерції деталей приводу (від вала двигуна до вала барабану); tп - час пуску (розгону) механізму, приймається tп[pic 212], де vв- див. розд.2.1 і знаходиться в межах tп=1..2с, с.31,[5].

[pic 213]

де Pдв і nдв – див. розд.2.2.

Табличне значення коефіцієнта перевантаження вибирають з [1, 2, 3]

1.15 Розрахунок гальм.

В механізмах підйому використовують переважно колодкові гальма, а також дискові та стрічкові. Усі гальма, крім стрічкових, як правило, встановлюють на швидкохідному валу привода.

1.15.1. Розрахунок колодкового гальма для електроталі (рис)[pic 214]

                   Рис.1.18 Схема колодкового гальма для електроталі.

1.15.2.         Визначення гальмівного моменту.

[pic 215]

1.15.3.        Діаметр гальмівного шківа .

 [pic 216]

Курсовий проект

Аркуш

 21

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

1.15.4. Колова сила:

[pic 217]

1.15.5.Сила тиску колодки на шків.

[pic 218]

1.15.6. Визначення сили замикаючої пружини, що діє на кожен з двох

важелів.

[pic 219]

[pic 220]

[pic 221]мм;

 c=17…30мм.

1.15.7 Визначення сили розмикання.

[pic 222]

1.15.8. Необхідна сила електромагніта.

[pic 223]

де d - розмір ексцентрика, конструктивно d=10...15 мм; плече l=2.4a; К.К.Д. важільної системи ήвг=0,85...0,95; mв=0,2...0,4)кг - маса важіля ,що з”єднає якір електромагніту типу МИС з розмикаючим ексцентриком.

1.15.9. Необхідний хід якоря електромагніта.

[pic 224] 

де ε= (0.6... 1)мм - величина зазору при відході колодок від шківа, с.548,[7].

15.10. Визначення ширини колодки.

[pic 225]

Курсовий проект

Аркуш

 22

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

де Hk=0.56Dгш -висота колодки, що відповідає куту обхвата колодкою шківа α=70˚, [q]=0,4 МПа - допустимий питомий тиск між фрикційною накладкою та поверхнею шківа. Електромагніт типу МИС вибирається з Додатку 4, табл.Д4.1

Курсовий проект

Аркуш

 23

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

2.   РОЗРАХУНОК МЕХАНІЗМУ ПЕРЕСУВАННЯ ТАЛІ

2.1. Складається розрахункова схема для визначення найбільшого навантаження на ходове колесо.

При цьому розрізняються конструкції візків для електроталей, візків типу мостових кранів і самих кранів.

[pic 226]

Рис.2.1 Розрахункова схема

2.2. Визначається маса візка або крана для електросталей:

[pic 227] 

2.3. Визначається найбільше навантаження на ходове колесо. Для візків талі (рис.2.1.)

[pic 228],

де g= 9,81 м/с2; Zk= 8 - число ходових коліс; K=(0.7..0,8) - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження на ходові колеса; [pic 229] i Q -див. розд 2,2.

Курсовий проект

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

Розробив

Ланцута Ю.В.

Механізм підйому

Літера

Аркуш

Аркушів

Перевірив

Бундза О.З.

н

1

6

НУВГП

ННМІ,МБп-22інт.

2.4. Вибір та розрахунок ходових коліс і котків.

Вибираємо конічні одноребордні котки з розмірами:

[pic 230]

Основні розміри :

R=160; В=55; [pic 231] Н=15.

[pic 232]

 Рис.2.2. Схема котків

2.4.2. Перевірочний розрахунок робочих поверхонь ходових коліс. Робочі поверхні ходових коліс перевіряються на контактні напруження σи в Мпа. При лінійному контакті колеса з плоскою опорною поверхнею катання (рис.1.8,а,б,в)

[pic 233] [pic 234]

[pic 235] [pic 236] [pic 237]

де Dк і br, в мм - див.розд 2,4,1; Fк- див.розд.1.3; Kf - коефіцієнт, який враховує вплив тертя на роботу опорних коліс: при ТВ = 15% - Кf = 1,0; при ТВ = 25% Кf =1,04...1,06; ТВ = 40% - Кf = 06...І,10; Кн-2 - коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині рейки. Кg - косфіцієт дннамічності: при v<1,0 м/с – Кg=1.0; при v = 1,0...1,5 м/с - Kg=1,1; при v = 1,5..3,0 – Кg=1,2; при v>3,0 м/с – Kg = 1,3, де v - швидкісгь пересування візка або крана.

2.4.3. Розрахунок валів (осей) ходових коліс.

Виконується по відомій із деталей машин методиці на несучу статичну здатність [9] або [2]. с.138, 196.

dц=0,2Dк=0,2·160=32мм.

Курсовий проект

Аркуш

 2

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

2.4.4. Розрахунок підшипників кочення ходових коліс.

Виходячи з dц вибираємо радіально-упорний кульковий однорядний підшипник середньої серії № 66305: С0=17600 Н, С=711600 Н, d=32мм, D=55мм, В=17 мм, n=1000 об/хв

2.5. Визначення сили опору пересування візка.

В загальному випадку сила опору пересування візка складається з сили опору тертя в ходових частинах, від переносу і нахилу шляху, від вітрових навантажень.

В даному випадку силу опору пересування візка визначають лише від тертя в ходових частинах коліс, нехтуючи іншими. Для вантажних візків сила опору Fоп в Н визначається:

[pic 238]

К=0,3; f=0,015;

де Fк - див.розд.4.2.3; zК =4; - число ходових коліс; dц і Dк – див.розд. 4.2.4.3;

f- коефіцієнт тертя в підшипниках, див. табл.26,[3];

К- коефіцієнт тертя кочення, в мм вибирається ізтабл.7,[2]; К=0,3мм;

КР- коефіцієнт, який враховує тертя реборд, вибирається з табл.28,[3];

 2.6. Визначення необхідної потужності електродвигуна при усталеному русі.

[pic 239]

де V - швидкість пересування візка м/с: V=Vв; ηз – загальний коефіцієнт корисної дії: ηз=0,8…0,9- табл.23,[4]; Fоп -див.розд.4.2.5.

2.7. Вибір основних параметрів і розмірів талі.

Орієнтуючись на значення Рн (див.розд.4.2.6) вибирають таль із [4], виписують її характеристики.

Вибираємо таль ТЭ2-511, для якої: потужність двигуна пересування 0,18 кВт.

Курсовий проект

Аркуш

 3

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

2.8. Вибір кінематичної схеми приводу візка.

Кінематична схема приводу візка залежить від його конструкції.

[pic 240]

                             Рис.2.3.Кінематична схема приводу візка

2.9. Визначення загального передаточного числа приводу та вибір серійного редуктора.

[pic 241]об/хв;

де nд – частота обертання вала двигуна в об/хв, див.розд. 2.7; nхк - частота обертання ходових коліс в об/хв.

[pic 242]

де Dк в м - див.розд. 2.4.1.

Фактичне передаточне число редуктора, визначається:

[pic 243]

2.10. Перевірка приводних коліс на зчеплення з рейками при пуску.

Необхідний запас зчеплення приводних коліс з рейками характеризується коефіцієнтом запасу зчеплення:

 [pic 244],

де Мзч - момент сил зчеплення ходових коліс з рейками, в Нм; Мпр – момент на приводних колесах при пуску, в Нм.

Момент сил зчеплення ходових коліс з рейками:

[pic 245]

Курсовий проект

Аркуш

 4

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

де Fпр- навантаження на ходові приводні колеса в Н; fо=0,15...0,20- коефіцієнт зчеплення приводних коліс з рейками, див.с.335,[4]; Dк в м - див. розд. 2.4.1.

Fпр=4·Fк=4·1143,3=45732 Н,

де Fк- див.розд.2.3;

Момент на приводних колесах при пуску:        

Мпр=Ммах·U3·ηз=9,9*26.24*0,85=220 Нм,

де Ммах,в Нм-див.розд.2.7.; U3- див.розд.2.9.; ηз- див.розд.2.6.

2.11. Вибір та розрахунок буферних пристроїв.

Для обмеження ходу візка використовуються упори, що встановлюються на кінцях шляху. Візки забезпечуються буферами - пристроями, що пом'якшують удари при наїзді їх на упори. Буферні пристрої по виду пружного елементу діляться на: дерев'яні, гу,0мові, пружинні, пружинно-фрикційні та гідравлічні.

Кінцевий вимикач встановлюється таким чином, щоб вимикання струму проходило на відстані до упору, рівним, не менше половині шляху гальмування. Гальмівний шлях в м наближено визначається з виразів: l=V2/4200 - при половині приводних коліс; l=V2/8400 - при всіх приводних колесах, де V в м/хв - див.розд.2.6.

Досить широке застосування отримали пружинні буфери, котрі прості за конструкцією і надійні в роботі (рис.2.4).[pic 246]

Рис. 2.4 Пружинний буфер

При розрахунку пружинного буфера допускають, що кінематична енергія візка переходить у потенціальну енергію пружної деформації пружини, звідки розрахункова сила в Н пружини буфера буде:

[pic 247]

де m- маса візка з вантажем, кг; vy- швидкість на початку удару в м/с:

Курсовий проект

Аркуш

 5

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

vy=(0,4...0,5)v=0.45*16/60=0.117м/с,

v—див.розд.2.6; zб- число паралельно працюючих буферів, zб=2; а- шлях після удару, або деформація пружини в м. При виконанні курсового проекту пропонується величину деформації пружини буфера приймати а=50...75 мм, приймаємо а=75 мм.

Довжина пружини :[pic 248][pic 249]

[pic 250]

Приймаємо L=60мм.

Курсовий проект

Аркуш

 6

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

3.                      Техніка безпеки.

        Для безпечної експлуатації крани обладнують спеціальними пристроями. У підйомних механізмах встановлюють кінцеві вимикачі, які при підході вантажу до крайнього верхнього (або нижнього) положення автоматично зупиняють механізм внаслідок розмикання електричної мережі.

        Застосовують такі типи кінцевих вимикачів: важільний і кнопковий для однобічного обмежування ходу та шпиндельний гвинтовий – для двобічного.

        Обмежувач висоти підйому з електричним привидом. На крановому візку встановлено кінцевий вимикач, з’єднаний канатом з важелем із затискачем, які забезпечують замикання контактів кінцевого вимикача. При підніманні гакової підвіски у верхнє положення важіль піднімається, розриває контакти кінцевого вимикача і розмикає мережу подачі струму на електродвигун.

        Застосовуються також обмежувачі висоти підйому з редукторним приводом, які відмикають двигуни при повороті вала кінцевого вимикача на певний кут. Передача руху від вала-барабана до кінцевого вимикача через редуктор.

 Крани обладнують обмежувачами вантажопідйомності, які автоматично вимикають двигун механізму підйому, якщо вага вантажу перевищує вантажопідємність крана до 20%. У кранах з гідравлічним приводом обмежувачем вантажопідємності є запобіжний клапан.

Згідно з правилами, передбачено установлення кінцевого вимикача на крані на такій відстані, щоб при зупинці гака (без вантажу) в кінці підйому відстань між металоконструкцією і гаковою підвіскою була меншою ніж 200мм –у кранів і 50мм –у електроталей.

На кранах і візках передбачено буфери (пружинні, гідравлічні), а при швидкості пересування візка або моста понад 32 м/хв в кінці колії встановлюють кінцеві вимикачі.

Курсовий проект

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

Розробив

Ланцута Ю.В.

Механізм підйому

Літера

Аркуш

Аркушів

Перевірив

Бундза О.З.

н

1

1

НУВГП

ННМІ, МБп-22інт.

Зміст

ЗАВДАННЯ ………………………………………………………………….

ВСТУП ……………………………………………………………………….

РОЗДІЛ 1. РОЗРАХУНОК МЕХАНІЗМУ ПІДЙОМУ …………………

РОЗДІЛ 2. РОЗРАХУНОК МЕХАНІЗМУ ПЕРЕСУВАННЯ ТАЛІ ….

РОЗДІЛ 3. ТЕХНІКА БЕЗПЕКИ …………………………………………

ВИСНОВКИ………………………………………………………………...

ЛІТЕРАТУРА …………………………………………………………..…

СПЕЦИФІКАЦІЇ………………………………………………….

Курсовий проект

Зм

Ар

№ докум

Підп

Дата

Розроб

Ланцута Ю.В.

Зміст

Літера

Аркуш

Аркушів

Перевір

Бундза О.З.

н

1

1

НУВГП

ННМІ, МБп-22інт.

Література

1. Гончарук О. М. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з     курсу «Вантажопідйомні, транспортуючі та транспортні машини» (розділ «Розрахунок механізму підйому») для студентів спеціальностей 7.090.214 та 6.090.200/ О. М.Гончарук, В. М.Стрілець, І. О. Похильчук.-- Рівне: РДТУ,2000.-36с.
2. Гончарук О.М. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з                 вантажопідйомної, транспортуючої і транспортної техніки (Розділ «Розрахунок механізмів пересування кранів») для напрямку підготовки спеціалістів «Інженерна механіка» студентів стаціонарної і заочної форм навчання/ О.М.Гончарук, В.М.Стрілець.-- Рівне: УДУВГП,2002.-26с.
3. Расчёты грузоподъёмных и транспортирующих машин / Ф.К.Иванченко, В.С.Бондарев, Н.П.Колесник, В.Я.Барабанов. - К.:Вищ.шк., 1978. - 576с.
4. Павлов Н.Г. Примеры расчёта кранов/ Павлов Н.Г.  -Л.:Машиностроение, 1976. - 320с.
5. Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин/ А.В.Кузьмин, Чернин И.М., Б.С.Козинцев. Мн.:-Выш. шк., 1986. - 400с.
6. Киркач И.Ф. Расчет и проектирование деталей машин/ И.Ф.Киркач, Р.А.Баласанян. - X.: Основа,1991. - 276 с.
7. Правила будови і безпечної експлуатації вантажопідіймальних кранів. Державний нормативний акт про охорону праці ДНАОП №0-1,03,93 – К., 1993.–260с.

[pic 251]

Курсовий проект

Зм

Арк

№ докум

Підпис

Дата

Розробив

Ланцута Ю.В.

Література

Літера

Аркуш

Аркушів

Перевірив

Бундза О.З.

н

1

1

НУВГП

ННМІ,МБп-22інт.