, мм:
.
Примечание. ГОСТ 3241-80 «Канаты стальные. Технические условия», приводит ограничение: «Диаметр шейки барабана должен быть не менее 15 номинальных диаметров каната». В выводах по расчету вариант с h1
<15 может быть принят с пометкой «условно, до согласования с изготовителем каната».
8. РАСЧЕТНЫЙ ДИАМЕТР БАРАБАНА
Барабаны диаметром меньше 140мм исключаем из дальнейших расчетов, т.к. наименьший из выходных валов редукторов с частью зубчатой полумуфты, встраиваемый в барабан, имеет диаметр
. Тогда диаметр охватывающей зубчатой обоймы составляет
.
Расчётный диаметр барабана
мм, принимают из ряда
: 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 220, 250, 280, 320, 360, 400, 450, 500.
В нашем случае рассмотрим еще несколько вариантов:
Расчетный диаметр барабана
, мм
:
Барабаны диаметром менее 160 мм
исключены т.к. будут иметь большую ступень.
9. ДЛИНА БАРАБАНА С ДВУСТОРОННЕЙ НАРЕЗКОЙ
,
где
- шаг нарезки; a
- кратность полиспаста;
- диаметр каната; с -
коэффициент длины средней части барабана, H
- высота подъема.
Принять:
для кратности
,
для кратности
,
для кратности а
=3
,
для кратности
. Длина барабана с двусторонней навивкой, мм:
10. ПРОВЕРКА РАЗМЕРОВ БАРАБАНА ПО УСЛОВИЯМ
, и
При
проводят простой расчёт барабана на сжатие. При
проводят уточнённый расчёт барабана на сжатие и совместное действие напряжений изгиба и кручения, на устойчивость стенки. При необходимости усиливают барабан, вводят кольца жесткости в его полость (РТМ–24.09.21–76).
Проверим размеры барабана по условиям:
В нашем случае варианты:
¾ не подходят.
Варианты:
¾ требуют дополнительного расчета на устойчивость.
Условие выполняется для трех барабанов.
11. УГЛОВАЯ СКОРОСТЬ БАРАБАНА
рад/с,
12. ВЫБОР И РАСЧЕТ РЕДУКТОРА
Выбираем редуктор с зубчатой полумуфтой на выходном валу, т.к уменьшается габариты механической передачи. Это редукторы Ц2 (завод ПТО им. Кирова) специальные крановые и Ц2У (Ижевский редукторный завод) универсальные общемашиностроительного применения.
Условие прочности:
,
где
– действующая радиальная нагрузка. Полагаем, что наибольшее усилие от левой ветви каната, набегающей на барабан, действует на консоль выходного вала редуктора (рис. 2); Fy
– допускаемая радиальная консольная нагрузка на выходном валу редуктора. Выбираем редукторы Ц2, т.к они более легче.
Рассмотрим три редуктора:
КПД всех трех редукторов ¾ 0,96.
13. ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО РЕДУКТОРА
,
Определим расчетное передаточное число редуктора и округлим его до номинального значения:
Вывод: вариант с кратностью 1 отвергаем, т.к требуется редуктор с передаточным числом много большим 50. На двухступенчатых имеем Umax
=50, а трехступенчатые редукторы не рекомендуются.
14. ГРУЗОВОЙ МОМЕНТ НА БАРАБАНЕ
,
где
– число полиспастов.
Получим: (Н м)
15. ПРОВЕРКА РЕДУКТОРА ПО ГРУЗОВОМУ МОМЕНТУ
Условие прочности редуктора:
,
где
– грузовой момент на барабане;
– допускаемый крутящий момент на валу редуктора. Проверяем каждый редуктор: Ц2-250, Ц2-300, Ц2-350 для кратности
по условию с учетом ПВ 15%. Сведем результаты в таблицу
Вариант
|
|
|
|
Редуктор:
|
тип
|
Uн
|
6.1-1
|
3920
|
5450
|
1,39
|
300
|
40
|
8.1-1
|
5800
|
1,48
|
300
|
31,5
|
6.1-1
|
8500
|
2,17
|
350
|
40
|
8.1-1
|
9500
|
2,42
|
350
|
31,5
|
6.10
|
3530
|
5000
|
1,42
|
300
|
31,5
|
8.10
|
5800
|
1,64
|
300
|
25
|
6.10
|
8250
|
2,34
|
350
|
31,5
|
8.10
|
9500
|
2,69
|
350
|
25
|
6.2-4
|
1984
|
3300
|
1,66
|
250
|
20
|
8.2-4
|
3500
|
1,76
|
250
|
12,5
|
6.2-4
|
5000
|
2,52
|
300
|
20
|
8.2-4
|
5000
|
2,52
|
300
|
12,5
|
6.2-4
|
7300
|
3,68
|
350
|
20
|
8.2-4
|
8000
|
4,03
|
350
|
12,5
|
16. ВЫБОР ТОРМОЗА
Статический момент на выходном валу редуктора при торможении
,
где
- КПД механизма, который можно принять равным КПД редуктора;
- номинальное передаточное число редуктора.
Вариант
|
Tcpa
x
, нм
|
6.1-1
|
|
8.1-1
|
|
6.10
|
|
8.10
|
|
6.2-4
|
|
8.2-4
|
|
|
|
17. ТОРМОЗНОЙ МОМЕНТ, НА КОТОРЫЙ РЕГУЛИРУЮТ ТОРМОЗ
где
- коэффициент запаса торможения.
Согласно (2) с.10
. При двух и более тормозах
. Если имеем два и более приводов с двумя тормозами каждый, то
. Тормоз выбирают по условию
, где
– максимальный тормозной момент по каталогу.
Тормозной момент
,
Вариант
|
, нм
|
Тормоз регулировать на момент, нм
|
6.1-1
|
|
|
8.1-1
|
|
|
6.10
|
|
|
8.10
|
|
|
6.2-4
|
|
|
8.2-4
|
|
|
Для всех вариантов выбираем тормоз типа ТКГ-200 с тормозным моментом
. Масса тормоза 38 кг.
18. КОМПОНОВКА МЕХАНИЗМА
Для сравнения металлоёмкости вариантов механизма подъёма заносят их характеристики в табл.5.
Таблица 5
Вариант
|
1-1 (300)
|
1-1 (350)
|
10 (300)
|
10 (350)
|
2-4(250)
|
2-4(300)
|
2-4(350)
|
Тип двигателя
|
6
|
8
|
6
|
8
|
6
|
8
|
6
|
8
|
6
|
8
|
6
|
8
|
6
|
8
|
Масса редуктора
|
138
|
210
|
138
|
210
|
86
|
138
|
210
|
масса двигателя
|
115
|
195
|
115
|
195
|
115
|
195
|
115
|
195
|
115
|
195
|
115
|
195
|
115
|
195
|
масса тормоза
|
38
|
½ суммарной массы
|
291
|
371
|
363
|
443
|
291
|
371
|
363
|
443
|
239
|
319
|
239
|
371
|
363
|
443
|
Очевидно, что применение восьми полюсного электродвигателя не рационально, поэтому исключаем эти варианты.
Необходимо, чтобы размер соседства электродвигателя и барабана
удовлетворял условию
мм,
где
– суммарное межосевое расстояние редуктора;
– габаритный размер электродвигателя;
– размер от оси вращения барабана до наружного конца шпильки крепления каната, получен конструктивно из чертежа в стандарте. Если
, то принимают редуктор с большим значением
Вариант
|
А1
, мм
|
1-1.300
|
|
1-1.350
|
|
10.300
|
|
10.350
|
|
2-4.250
|
|
2-4.300
|
|
2-4.350
|
|
Для вариантов 1-1.300; 10.300; 2-4.250 и 2-4.300 условие соседства не выполняется. Исключаем эти варианты.
19. УСЛОВИЯ СОСЕДСТВА ТОРМОЗА И БАРАБАНА
Для возможности установки тормоза необходимо, чтобы размер соседства тормоза и барабана
удовлетворял условию
мм
где
– модуль зубчатого венца;
– число зубьев венца по справочнику;
– размер от
оси вращения барабана до крайней точки зубчатой ступицы, получен конструктивно из чертежа,
– диаметр тормозного шкива;
– размер от оси вращения тормозного шкива до наружней поверхности рычага тормоза, получен конструктивно.
Вариант
|
, мм
|
1-1.350
|
|
10.350
|
|
2-4.350
|
|
Все варианты проходят по размеру A2.
Таким образом, все варианты свелись к применению шестиполюсного электродвигателя, редуктора Ц2-350 и барабана диаметром 200 мм
.
20. РАСЧЕТ КОЛЕИ ТЕЛЕЖКИ
Если диаметр барабана (200 мм
) превышает диаметр делительной окружности зубчатого венца редуктора (240 мм
) более, чем на 40%, т.е.
,
то барабан будет бесступенчатым. В нашем случае для всех вариантов неравенство не выполняется, значит барабаны будут иметь ступенчатый вид.
Вариант
|
|
1-1
|
200<1,4·6·40=336
|
10
|
200<1,4·6·40=336
|
2-4
|
200<1,4·6·40=336
|
Так как колея параллельна оси барабана, то ее ширина определяется по следующей формуле:
,
где
¾ межосевое расстояние редуктора;
¾ минимально допустимый зазор между двигателями.
Вариант с применением промежуточного вала отклоняется, т.к. он не значительно уменьшит колею, но серьезно увеличит длину тележки, что резко уменьшит полезную площадь обслуживания мостового крана.
ВЫВОДЫ
1. Для грузоподъемности 8,0 т кратность 2 и 3 неприемлема, т.к. диаметр барабана составляет менее 160 мм, а длина барабана более чем в 6 раз превышает его диаметр. Наиболее приемлем вариант с кратностью
, т.к. в этом случае барабан имеет минимальную длину и наибольший диаметр.
2. Использование восьмиполюсных двигателей нецелесообразно в связи с увеличением массы двигателя по сравнению с шестиполюсными.
3. Наиболее приемлем вариант 6.1-1.350 (без промежуточного вала) с диаметром барабана 200 мм
, т.к. он обеспечивает максимальную площадь обслуживания.
РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ДВУХКОНСОЛЬНОЙ ТЕЛЕЖКИ
1. Тележка (рис.3) имеет опорные ходовые колеса 1 и 2. Ходовое колесо 1 приводится в движение при помощи электродвигателя 3 через редуктор 4. На металлоконструкции тележки 5 установлен механизм подъема 6.
Рис.3 Тележка двухконсольная
1.1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРЕДВАРИТЕЛЬНОЙ МАССЫ ТЕЛЕЖКИ
.
На основании статистических данных массу тележки можно выразить зависимостью:
, (1)
где
- масса груза.
Получим:
кг
Вес тележки:
, (2)
Получим:
H
Вес груза:
, (3)
Получим:
H
Вес тележки с грузом:
H . (4)
1.2. ДАВЛЕНИЕ НА ХОДОВОЕ КОЛЕСО
Максимальная статическая нагрузка на ходовое колесо:
H, (5)
Определим диаметр ходового колеса
,мм
Подберём
по таблице 1:
Таблица 1.
Несущая способность ходовых колёс
|
2-5
|
5-10
|
10-20
|
20-25
|
25-32
|
32-50
|
50-80
|
80-100
|
>100
|
|
200
250
|
320
400
|
400
500
|
500
560
630
|
630
710
|
710
800
|
800
900
1000
|
900
1000
|
1000
|
, (6)
Итак, выберем колесо, диаметром 200мм: диаметр внутреннего отверстия подшипника d=45мм. Значения
и d принимают по ГОСТу 24.090.09-75, а значение
(плечо трения качения) в этом случае равно 0,4мм по [4], с. 276 .
2. РАСЧЕТ СОПРОТИВЛЕНИЯ ПЕРЕДВИЖЕНИЮ
Сила сопротивления передвижению тележки с грузом.
, (7)
где f – коэффициент трения качения подшипников буксы ( f=0,015) см. [4], с. 275 ;
=2,5 - коэффициент сопротивления реборды (
), см. [4], с. 275 .
По формуле (7):
H
3. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Номинальная мощность электродвигателя механизма передвижения:
Вт, (8)
Т.к. класс использования данной тележки М2 , то частота включений <60, поэтому выберем электродвигатель 4АС90
LE
6
со встроенным тормозом.
4АС90LE6: P = 1.7 кВт
n = 930 об/мин
= 37 Нм
= 33 Нм
= 0,0073 кг
= 16 Нм
m = 29 кг
Рассчитаем минимальный пусковой момент
4. ВЫБОР РЕДУКТОРА
Угловая скорость ходового колеса:
рад/с, (9)
Угловая скорость электродвигателя:
рад/с, (10)
Определим требуемое передаточное число:
, (11)
Принимаем навесной редуктор Ц3ВКф-125-16-11М. Диаметр быстроходного вала равен 28мм
= 16
= 500 Нм
КПД = 0,96
М = 80 кг
Нм.
5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА ЗАПАСА СЦЕПЛЕНИЯ ПРИВОДНЫХ КОЛЕС С РЕЛЬСОМ ПРИ ПУСКЕ
, (12)
где
- сила сцепления приводных ходовых колес с рельсами;
- сила статического сопротивления передвижению тележки без груза и без учета трения в подшипниках приводных колес;
- сила динамического сопротивления передвижению тележки без груза;
- допускаемое значение коэффициента запаса сцепления (
=1,15), [4].
При этом
, (13)
где
- коэффициент сцепления приводного ходового колеса с рельсом. Если исключено попадание влаги и масел, то
,[5] с.12.
- число приводных колес.
Имеем по формуле (15):
H
Определим
:
Н, (14)
Определим
:
, (15)
где
- максимально допустимое значение ускорения (замедления) тележки.
Принимая
,согласно [4], получим:
H
Таким образом, запас сцепления при пуске достаточен.
ЛИТЕРАТУРА
1. Расчёты крановых механизмов и их деталей / М.П. Александров, И.И. Ивашков, С.А. Казак; Под ред. Р.А. Лалаянца.- М.: ВНИИПТМаш, 1993.- Т. 1. - 187 с.
2. Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъёмных кранов: Утв. Госгортехнадзором России 31.12.2000.- М., ПИО ОБТ, 2000.- 266 с.
3. Редукторы и мотор-редукторы: Каталог /АО ВНИИТЭМР, ИФК «Каталог».- М., 1994.- Ч. 1.- 75с.
4. Подъемно-транспортные машины / Александров М.П., - М.: Высшая школа,1979. 558с.
5. Расчет механизма подъема груза мостового крана: Методические указания к домашнему заданию и курсовому проектированию по курсу «Грузоподъемные машины».— М.: Ермоленко В.А. Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2003.
6. Курсовое проектирование грузоподъёмных машин. Руденко Н.Ф. Александрав М.П. и Лысяков А.Г. изд.3—е , переработанное и дополненное. М., изд—во “Машиностроение”, 1971, 464стр.