Расчёт геометрических размеров барабана

Диаметр барабана по дну канавки

.

Диаметр барабана по оси каната

.

Число рабочих витков нарезки

.

Шаг нарезки

.

Длина нарезанной части барабана

 

,

где z _з – число запасных витков, z _з= 1,5…2.

Общая длина барабана

.

По рассматриваемому примеру:

;

;

;

;

2.4.7 Выбор двигателя

 

Требуемая среднепусковая мощность двигателя

 

где – КПД механизма, принимаем = 0,85.

 

Требуемая номинальная мощность двигателя

,

где - коэффициент средней перегрузки двигателя при пуске, принимаем = 1,6.

Данные и заносим в программу:

Коэффициент полезного действия механизма передвижения тележки	hмех	0,85
Кратность среднепускового момента двигателя по отношению к номинальному	yср	1,6

 

Двигатель выбираем из табл.1.8 по условию

.

По рассматриваемому примеру:

;

.

В программе после вычислений:

 

Требуемая среднепусковая мощность двигателя, кВт	Р^п (треб)д.ср
Требуемая номинальная мощность двигателя, кВт	Р^(треб)д.н	1,25

Выбран двигатель с характеристиками:

- тип МТF 011–6;

- номинальная мощность 2 кВт;

- ПВ% 15%

- частота вращения вала 800 мин ^–1;

- момент инерции якоря 0,0212 кг×м²,

- диаметр вала двигателя d_д = 25 мм.

 

В программу занесено:

Параметры выбранного двигателя
Номинальная мощность двигателя, кВт	Рд.н
Частота вращения вала, мин^-1	пД
Момент инерции якоря, кг·м^2	Jя	0,0212
Диаметр вала двигателя, мм	dд

2.4.8 Выбор редуктора

 

Требуемое передаточное число редуктора

,

где n_б – частота вращения барабана,

.

Передаваемая редуктором мощность

.

Подводимый к редуктору момент

.

Основные параметры и геометрические размеры крановых редукторов типа Ц2 приведены в табл. 1.9, 1.10 и на рис. 1.1.5.

 

По рассматриваемому примеру:

;

;

;

кН·м.

Программой вычисляются частота вращения барабана, требуемые передаточное число и передаваемая мощность редуктора:

 

Частота вращения барабана, мин^-1	nб	22,2
Требуемое передаточное число	Uр^тр	35,61
Требуемая передаваемая мощность, кВт	Рр^тр	3,2

 

Выбран редуктор со следующими параметрами:

 

- тип Ц2-200;

- передаточное число U_р.=41,34;

- мощность, подводимая к редуктору Р_р=3,5 кВт;

- межосевое расстояние:

тихоходной ступени 130 мм;

быстроходной ступени 70 мм;

общее 200 мм;

- диаметр входного вала d_в=25 мм

 

Данные выбранного редуктора занесены в программу:

Редуктор
Тип	Ц2-200
Передаточное число	Uр	41,34
Передаваемая мощность, кВт	Рр	3,5
Диаметр входного вала редуктора, мм	dв

Выбор муфты двигателя и тормоза

 

Для выбора муфты двигателя используем следующие данные:

 

d_в^д - диаметр вала двигателя, мм;

d_в^р - диаметр входного вала редуктора, мм.

Муфту с тормозным шкивом выбираем из табл.1.12.

По рассматриваемому примеру выбрана муфта типа МУВП.

 

Характеристики муфты:

- тип упругая втулочно-пальцевая

с тормозным шкивом;

- диаметр расточки d_m=25 мм;

- диаметр тормозного шкива D_т=180 мм;

- наибольший передаваемый момент Т_м = 250 Н·м;

- момент инерции муфты Ј_м=0,24 кг·м².

 

Характеристики муфты занесены в программу:

 

Выбор тормозной муфты
Диаметр вала двигателя, мм	D1
Диаметр входного вала редуктора, мм	D2
Тип муфты	МУВП
Диаметр расточки, мм	Dт
Диаметр тормозного шкива, мм	Dт
Передаваемый момент, Н·м	Тм

 

Требуемый тормозной момент тормоза

 

.

По рассматриваемому примеру:

 

Н·м.

 

Характеристики выбранного тормоза:

- тип ТКГ-160;

- тормозной момент Т_т=200 Н·м;

- диаметр шкива D_т=160 мм.

Механизм передвижения башенного крана

(проектировочный расчет)

2.5.1 Исходные данные

Тип крана – башенный электрический

Номинальная грузоподъёмность крана Q_H = 9 т

Масса крана Q_кр= 65 т

Скорость передвижения крана V_кр = 0,2м/с

Число балансирных тележек n_т = 4

Число колес в одной балансирной тележке n_к = 2

Наибольшее усилие на одно колесо F_к.max = 280кН

Режимная группа механизма 3М

Исходные данные заносим в программу:

 

Номинальная грузоподъёмность крана, т	QH
Масса крана, т	Qкр
Скорость передвижения крана, м/c	Vкр	0,2
Число балансирных тележек	nт
Число колес в одной балансирной тележке	nк
Наибольшее усилие на одно колесо	Fк.max
Режимная группа механизма	3М

 

2.5.2 Выбор схемы механизма

 

Для башенного крана можно принять схему приводной балансирной тележки механизма передвижения по рис. 2.9.

Рисунок 2.9 - Кинематическая схема механизма передвижения крана

2.5.3 Определение сопротивлений передвижению крана

2.5.3.1 Определение диаметра ходовых колес

Диаметр ходовых опорных колес крана D_К выбираем из табл.1.15 по заданному значению F_к.max = 280кН.

 

По рассматриваемому примеру D_К = 650 мм.

 

2.5.3.2 Сопротивление передвижению крана от сил трения в опорных колесах

Применяем формулу для сопротивления в виде:

 

,

где ¦₀ – коэффициент тяги,

где m – коэффициент трения качения колеса по рельсу;

– коэффициент, учитывающий дополнительное трение в ребордах колес;

¦_п – коэффициент трения в подшипнике;

d_п – средний диаметр подшипника, .

Значения m, и ¦_п приведены в табл. 1.16, 1.17 и 1.18

 

По рассматриваемому примеру:

m = 0,6; f_п = 0,015; k_P = 1,1; d_п=250 мм.

Значение m, ¦_п, и d_п заносим в программу:

 

Коэффициент трения качения, мм	m	0,6
Коэффициент трения в подшипнике	Fп	0,015
Коэффициент дополнительных сопротивлений	Kр	1,1
Диаметр подшипника, мм	dп

 

 

 

 

2.5.3.3 Сопротивление передвижению крана от уклона пути

Сила сопротивления определяется по формуле

 

,

 

где a – угол наклона пути.

По рассматриваемому примеру принимаем a = 0,002 рад.

 

В программе:

 

Коэффициент, рад

a

0,002

 

2.5.3.4 Сопротивление передвижению крана от ветрового напора

В предварительных расчетах сопротивление передвижению крана от ветровой нагрузки примем по подобной конструкции [2] W₃ = 20 кН.

 

2.5.3.5 Сопротивление передвижению крана от сил инерции

,

где – ускорение крана при пуске,

здесь – предварительно принятое время пуска крана,

– коэффициент, учитывающий инерционность вращающихся частей механизма, = 1,15…1,25.

 

По примеру принимаем: ; .

 

Значение и заносим в программу:

 

Время пуска, с
Коэфф., учит. инерционность вращ. частей	d	1,2

 

По рассматриваемому примеру:

 

,

.

 

2.5.3.6 Сопротивление передвижению крана от раскачивания груза

 

Для данного сопротивления можно применить формулу

 

,

где g – угол отклонения груза от вертикали,

По рассматриваемому примеру:

кН

 

2.5.4 Выбор двигателя

Требуемая среднепусковая мощность двигателя

 

где – КПД механизма, принимаем =0,8.

Требуемая номинальная мощность двигателя

,

где - коэффициент средней перегрузки двигателя при пуске, принимаем =1,6.

Двигатель выбираем из табл.1.8 по условию

.

Данные и заносим в программу:

Коэффициент полезного действия механизма передвижения тележки	hмех	0,8
Кратность среднепускового момента двигателя по отношению к номинальному	yср	1,6

 

,

 

.

В программе после вычислений:

Требуемая среднепусковая мощность двигателя, кВт	Р^п(треб)д.ср	7,76
Требуемая номинальная мощность двигателя, кВт	Р^(треб)д.н	4,85

Выбран двигатель с характеристиками:

- тип МТН 112–6;

- номинальная мощность Р_д.н = 5,3 кВт;

- ПВ% 15%

- частота вращения вала n_д = 885 мин ^–1;

- момент инерции якоря I_я = 0,069 кг× м²,

- диаметр вала двигателя d_д = 35 мм.

В программу занесено:

Параметры выбранного двигателя
Номинальная мощность двигателя, кВт	Рд.н	5,3
Частота вращения вала, мин^-1	пД
Момент инерции якоря, кг·м^2	Jя	0,069
Диаметр вала двигателя, мм	dд

2.5.5 Выбор редуктора

 

Требуемое передаточное число редуктора

где – частота вращения колеса,

Требуемая передаваемая редуктором мощность

По примеру:

;

;

.

По известным данным программой вычислено:

Частота вращения колес тележки, мин^-1	nк	5,9
Требуемое передаточное отношение	Uр	150,6
Требуемая передаваемая мощность, кВт	Pp	7,8

Выбран редуктор с характеристиками:

- тип ВК–800;

- передаточное число U_р = 151,117;

- передаваемая мощность P _р = 11 кВт;

- ПВ% 15%;

- диаметр входного вала d_Р = 50 мм.

 

Данные занесены в программу:

Передаточное отношение	Up	151,117
Диаметр вала редуктора, мм	dp
Передаваемая мощность	Pр

 

2.5.6 Выбор тормоза

 

2.5.6.1 Выбор муфты двигателя

 

Для выбора муфты двигателя используем следующие данные:

 

- диаметр вала двигателя d_в ^д, мм;

- диаметр входного вала редуктора d_в ^р, мм.

 

Муфту с тормозным шкивом выбираем из каталога по диаметрам соединяемых валов (табл.1.11).

По рассматриваемому примеру выбрана муфта типа МУВП.

 

Характеристики муфты:

 

- тип упругая втулочно-пальцевая с тормозным шкивом;

- диаметр расточки d_m=35 мм;

- диаметр тормозного шкива D_т=200 мм.

Характеристики муфты занесены в программу:

Диаметр вала двигателя, мм	Dв^д
Диаметр входного вала редуктора, мм	dв^р
Тип муфты	МУВП
Диаметр расточки, мм	dm	49,5
Диаметр тормозного шкива, мм	Dm

 

 

2.5.6.2 Требуемый тормозной момент тормоза

Тормоз должен обладать моментом

 

,

 

где – допустимый инерционный момент на валу двигателя при торможении крана без скольжения приводных колес (“юза”),

 

,

 

здесь - момент инерции массы крана без груза и вращающихся частей механизма, приведенный к валу двигателя;

- угловая скорость вала двигателя,

– допустимое время торможения крана по условиям отсутствия “юза” приводных колес.

 

2.5.6.3 Определение

Момент инерции крана без груза при торможении

 

.

 

Момент инерции вращающихся частей механизма

 

,

 

где d – коэффициент, учитывающий инерционность последующих после первого валов редуктора и приводных колес. Рекомендуется принять

d =1,25 (занесено в программу).

 

Момент инерции крана и вращающихся частей механизма

 

.

В примере:

 

кг∙м²;

 

;

 

.

 

Программой вычислено:

 

Момент инерции тележки без груза, кг× м^2	Jт.т^0	0,0089
Момент инерции вращающихся частей, кг× м^2	Jвр	0,467
Момент инерции всего механизма, кг× м^2	Jмех.т^0	0,4759

 

 

2.5.6.4 Определение допустимого времени торможения [t_T⁰]

Допустимое время торможения крана при условии отсутствия “юза” приводных колес

,

 

где - допустимое ускорение (замедление) крана при торможении в условиях отсутствия “юза“,

 

,

 

где – число приводных колес;

– коэффициент сцепления колес с рельсами;

– коэффициент тяги при торможении, ;

и – движущие силы от уклона пути и ветрового напора при торможении порожней тележки,

 

;

 

(принято, ввиду незначительного давления на груз, таким же, как давление ветра на кран с грузом).

 

По примеру: ; .

 

Значения занесены в программу:

 

Число приводных колёс	nпр
Коэффициент сцепления колеса с рельсом	fсц	0,15

 

2.5.6.5 Определение моментов T_y⁰, T_в⁰, T_w1⁰

 

– вращающий момент на валу двигателя от уклона пути,

.

- вращающий момент на валу двигателя от ветрового напора,

.

- вращающий момент от сил трения в ходовых колесах крана,

 

,

 

где - сопротивление в опорных ходовых колесах крана без груза,

 

.

 

В данном примере:

 

;

 

 

 

кН;

 

 

;

;

.

В программе после вычисления требуемого тормозного момента:

 

Сопротивления передвижению порожней тележки
От трения в опорных ходовых колёсах, кН	W1^0	0,176
От сил уклона пути, кН	W2^0	0,047
От ветрового напора, кН	W3^0	0,020
Коэффициент тяги без учёта трения реборд	f0¢	0,0075
Допустимое замедление, м/с^2	[aт]	0,74
Допустимое время торможения, c	[t^0T]	0,27
Допустимый момент инерции, Н·м	[T и ^0]	165,18
Требуемый тормозной момент, Н·м	Тт^треб	164,0
Вращающий момент на валу двигателя от уклона пути, Н·м	Tу^0	0,081
Вращающий момент от трения в ходовых колесах тележки без груза, Н·м	TW1^0	0,303

2.5.6.6 Выбор тормоза

Тормоз выбираем из табл.1.13 с учетом требуемого тормозного момента и выбранного диаметра тормозного шкива.

Условие требуемого тормозного момента

 

.

Диаметр тормозного шкива тормоза .

По рассматриваемому примеру выбран тормоз с характеристиками:

 

- тип ТКТГ–500;

- тормозной момент 250 Н× м;

- диаметр тормозного шкива 500 мм.