Зм.

Арк.

№ докум.

Підпис

Дата

Арк.

ДП7.090214-01137622 ПЗ2

1.Розрахунок Баштового крану

1.1. Розрахунок механізму підйому

1.1.1. Кінематична схема механізму підйому :

1.1.2. Вибір каната, діаметру барабана і блоків

Вантажний канат вибирається по розривному зусиллю, яке визначається по формулі:

де F₀ – розривне зусилля каната, що приймається по сертифікату, Н;

S_max – зусилля натягнення гілки каната, Н;

n – коефіцієнт запасу міцності каната; n=5.5 [3. табл.. 11].

Максимальне зусилля натягнення гілки каната визначається по формулі:

де Q – вага вантажу, що підіймається, вага вантажних канатів і захватного органу; Q=10000Н;

z – кількість гілок, на яких підвішений вантаж; z=2

_п – ККД поліспасту;

ККД поліспасту визначається по формулі:

де _б= 0,98 для блоків на підшипниках кочення;

З додатку 2 по розривному зусиллю F₀ – підбирається сталевий канат подвійного звивання, типа ЛК-Р, конструкції 619 (1+6+6/6)+1 о.с. (ГОСТ 2688-80), діаметром d_k=22,5 мм, з розрахунковою межею міцності проволок =180 МПа, площею перетину всіх проволок F_k=188 мм² і розривним зусиллям F₀=28100 Н [11].

Діаметр блоку і барабана по центру намотуваного каната:

де –е коефіцієнт, залежний від РР і типу вантажопідйомної машини; е=25 [3. табл.. 12].

Діаметр блоку і барабана по дну канавки:

_{Приймаємо діаметр блока крюкової підвіски}

Діаметр зрівнювального блоку:

Блоки виготовляють з чавуну СЧ15-32, СЧ18-36, стали 35Л, 45Л.

1.1.3. Розрахунок вузла барабана

Приймаємо барабан діаметром D_б=400 мм по дну канавки. Розрахунковий діаметр барабана по центру намотуваного каната Dо=405 мм.

Довжина каната, намотуваного на одну половину барабана:

де Н – висота підйому; Н=20000 мм = 20м;

u – кратність поліспасту; u=2

Число робочих витків нарізки на одній половині барабана:

де L_к – довжина каната, намотуваного на одну половину барабана;

D_б – діаметр барабана;

Довжина нарізки на одній половині барабана:

t_н – крок нарізки гвинтової лінії на барабані; t_н=26

Загальна довжина барабана визначається по формулі:

Барабан з чавуну СЧ15-32 з межею міцності на стиснення _В=686 МПа.

Товщину стінки барабана визначають з розрахунку на стиснення по формулі:

де S_max – максимальне зусилля натягнення гілки каната;

t_н – крок нарізки гвинтової лінії на барабані;

де к – коефіцієнт запасу міцності при розрахунку барабанів на міцність; k=4,25 [3. додаток 15]

З умови технології виготовлення литих барабанів товщина стінки їх не повинна бути менше 12 мм і визначається по формулі:

де D_б – діаметр барабана

Приймаємо товщину стінки барабана 14 мм.

Момент якій крутить, і що передається барабаном:

де S_max – максимальне зусилля натягнення гілки каната;

D_б – діаметр барабана;

2.1.4. Розрахунок кріплення каната до барабана

Натягнення каната перед притискною планкою визначається по формулі:

де S_max – максимальне зусилля натягнення гілки каната;

e – основа натурального логарифму;

f – коефіцієнт тертя між канатом і барабаном; f=0,10,16;

 - кут обхвату канатом барабана; =4

Сумарне зусилля натягнення болтів визначається по формулі:

де f₁ – приведений коефіцієнт тертя між планкою і барабаном, при куті заклинювання каната 2=80;

₁ – кут обхвату барабана канатом при переході від однієї канавки планки до іншої; ₁=2

Сумарна напруга в болті при затягуванні кріплення з урахуванням розтягуючих і згинаючих зусиль:

де n – коефіцієнт запасу надійності кріплення каната до барабана; n1,5, приймаємо n=1,8;

z – кількість болтів; z=2;

P_u – зусилля, що згинає болти;

d₁ – внутрішній діаметр болти М22, виготовленого зі сталі Ст3; d₁=18,753 мм [3.стр.68]

Напруга, що допускається, для болта:

2.1.5. Розрахунок вісі барабана

Вісь барабана виготовляють зі сталі 45 (ГОСТ 1050-74) з межею міцності _в=600 МПа.

Реакції в опорах:

Зусилля, діючі з боку маточин на вісь:

Будуємо епюри згинаючих моментів:

По відомому згинаючому моменту приблизно визначаємо діаметр вісі:

де [] – допустима напруга вигину для матеріалу вісі, для сталі 45 при 3-у режимі навантаженні []=60 МПа [3. додаток 18].

Приймаємо діаметр осі d=120 мм.

1.1.6. Потужність електродвигунів і вибір редуктора

де Q – номінальна вага вантажу, що підіймається, маса вантажних канатів та захватного органу, Q = 10000Н; V – швидкість підйому, V=0,6м/с

_м – загальне ККД механізму, _м=0,85 [3. табл. ХХХIII.]

Заздалегідь по каталогу вибираємо електродвигун типа MTH 211-6, потужністю N=7 кВт, частотою обертання 920об/хв.

Номінальний момент на валу двигуна:

Відношення максимального моменту до номінального:

Відношення мінімального моменту до номінального:

Частота обертання барабана:

де U_п – кратність поліспасту; U_п=2;

V – швидкість підйому; V=0,5м/с;

D – діаметр барабана; D=0,6 м

d_к – діаметр каната; d_к=0,0225 м

Передавальне число редуктора:

По каталогу вибираємо редуктор типа Ц2-500 з сумарною міжосьовою відстанню 500 мм, передавальним числом U_р=20, значенням потужності при легкому РР N=123 кВт, оборотами n=750 об/хв, з моментом що передається редуктором М_Т=5000 Нм, вал тихохідний під зубчату муфту [2. V.табл. 1.47.].

Середній момент двигуна в період пуску:

Оскільки М_{п ср}=3088 Н м < М_Т=5000 Н м, то редуктор задовольняє умовам перевантаження двигуна.

Фактична швидкість підйому вантажу:

Статичний момент на валу двигуна при підйомі номінального вантажу:

де S_п1 – зусилля в навиваємому на барабан канаті при підйомі вантажу; S_п1=16460 Н;

а – число гілок, навиваємих на барабан; а=2;

_м – ККД механізму підйому, що приймається залежно від вантажу, що піднімається, по експериментальному графіку; _м=0,85 [1. табл. II.1.7.]

Зусилля в канаті, звиваємому з барабана, при опусканні вантажу:

Статичний момент на валу двигуна при опусканні номінального вантажу:

Момент інерції рухомих мас механізму, приведених до валу двигуна, при підйомі вантажу:

де J_р.м. – момент інерції ротора двигуна; J_р.м.=1,172 кг м[5];

 - коефіцієнт, що враховує моменти інерції мас деталей, що обертаються повільніше, ніж вал двигуна; =1,2 ;

m – вага вантажу, що піднімається; m=87500 Н;

U_м – загальне передавальне число механізму:

U_м=U_рU=202=40;

_м – ККД механізму підйому; _м=0,85 [1. табл. II.1.7.];

R_б – радіус барабана по центру намотуваного каната; R_б=0,31125 м

Час пуску при підйомі номінального вантажу:

 - кутова швидкість двигуна;

Час пуску при опусканні номінального вантажу:

Прискорення при пуску номінального вантажу, що піднімається:

Середньоквадратичний момент:

де _tп – сумарний час пуску протягом одного циклу; _tп=41 с

_tу – загальний час сталого руху; _tу=147 с;

 - коефіцієнт, що враховує погіршення умов охолоджування під час пауз; =0,85

Еквівалентна потужність по нагріву:

Отже, вибраний двигун задовольняє умові нагріву (N_э  N_н).

2.1.8. Розрахунок гальма

Гальмо встановлюється на швидкохідному валу редуктора. Розрахунковий гальмовий момент:

де k_т – коефіцієнт запасу гальмування; k_т=1,75 для легкого РР [3. табл.. 18];

М_ст.т – статичний момент на валу двигуна при гальмуванні:

По каталогу вибираємо гальмо двохколодочні ТКГ-500м з найбільшим гальмовим моментом 2500 Н м, відрегульований на розрахунковий момент [2. табл. V.2.23.].

2.1.9. Вибір сполучних муфт

Виходячи з діаметру гальмового шківа між двигуном і редуктором встановлюємо втулково-пальцеву муфту МУВП з гальмівним шківом D_т=400 мм, з найбільшим моментом, що передається, 8000 Н м [2. табл.. V.2.41.].

Сполучна муфта перевіряється по номінальному моменту:

де k₁ – коефіцієнт, що враховує ступінь відповідальності муфти; k₁=1,3 для механізму підйому [2. табл. V.2.36.];

k₂ – коефіцієнт, що враховує умови роботи; k₂=1,2 [2. табл. V.2.37.]

Між барабаном і редуктором встановлюємо зубчату муфту. Що крутить момент, що передається муфтою:

де S_max – максимальне натягнення гілки каната;

_б – ККД барабана;

З каталогу вибираємо стандартну зубчату муфту №10 з модулем m=6мм, числом зубів z=56, шириною зуба b=40 мм, найбільшим моментом, що передається муфтою 50000 Н м [2. табл. V.2.39].

2.2. Розрахунок механізму пересування візка

2.2.1 Кінематична схема механізму пересування візка:

2.2.2. Розрахунок опіру пересування візка:

Q – номінальна маса вантажу, що піднімається, з урахуванням ваги захватного органу;

Q=35000 кг;

G_т – маса візка крана; G_т=53520 кг;

D_к – діаметр ходового колеса візка;

D_к=0,63 м, колесо двохреборне, з циліндровим профілем, ширина робочої доріжки 0,125 м [2. табл. V.2.43.];

d – діаметр цапфи:

d = (0,25  0,30)D_к = (0,25  0,30) 0,63 = 0,1  0,11 = 0,102 м;

Приймаємо d=0,102 м;

f – коефіцієнт тертя в підшипниках коліс; f = 0,015; підшипник сферичний дворядний;

 - коефіцієнт тертя кочення колеса по плоскій рейці;  = 0,06; колесо із сталі [2. VI.3.2.];

k_р – коефіцієнт, що враховує опір від тертя реборд коліс об рейки; k_р = 1,5 [2. VI.3.3.];

W_ук – опір пересуванню від ухилу;

 - розрахунковий кут підкранового шляху;  = 0,002 для шляхів, що укладаються на металевих балках;

,

W_в – опір пересуванню від дій вітрового навантаження;

,

_в – питоме вітрове навантаження;

,

q_o – швидкісний натиск вітру на висоті 10 м;

V – швидкість вітру, V = 15 м/с;

,

n_в – коефіцієнт, що враховує зростання швидкісного натиску залежно від висоти установки крана над поверхнею землі (води); n_в = 1,32;

с – аеродинамічний коефіцієнт; с = 1,2 для коробчатих конструкцій;

 - коефіцієнт динамічності, що враховує пульсуючий характер вітрового навантаження;  = 1

,

F – навітряна площа конструкції візка і вантажу; F = 65 м2;

Опір пересуванню візка складає 34900 Н.

2.2.3. Потужність двигуна і вибір редуктора

Розрахунок приведеного опору пересування візка:

де W_ст – статичний опір пересуванню візка;

G_т – маса кранового візка;

Q – Номінальна маса вантажу, що підіймається;

а – середнє прискорення візка при пуске, а=0,25 м/с²;

_м – загальне ККД механізму, _м = 0,9; [1. табл. II.1.7.]

_ср – середня кратність пускового моменту, _ср = 2,0;

Потужність електродвигуна складає:

Потужність двигунів механізму пересування візка складає 59,4 кВт, отже, один двигун має потужність N=14,85 кВт.

Заздалегідь по каталогу вибираємо електродвигун типа 4А160М6ОМ2, потужністю N=15 кВт, частотою обертання n=975 об/хв., =102,5, моментом інерції ротора Jр=0,073 кг м. [5]

Частота обертання колеса візка:

Розрахункове передавальне число редуктора:

По каталогу приймаємо редуктор типа ВКН-630 з передавальним числом U=100, виконання по схемі 2. [2. табл. V.1.51.]

Фактична частота обертання колеса:

Фактична швидкість пересування візка з номінальним вантажем:

Мінімальний час пуску двигуна ненавантаженого візка:

де а_п.мах – максимально допустиме прискорення ненавантаженого візка;

де  - коефіцієнт зчеплення ведучого колеса з рейкою;

=0,12 для кранів, що працюють на відкритому повітрі [3. c. 110];

Статистичний момент опору пересуванню ненавантаженого візка, приведений до валу двигуна:

Момент інерції рухомих мас візка, приведений до валу двигуна:

де J_р.м – момент інерції ротора двигуна;

Визначимо середній пусковий момент двигуна для розгону ненавантаженого візка з умови відсутності пробуксовування привідних коліс і наявності необхідного запасу зчеплення:

Розрахункова потужність:

Для приводу механізму пересування візка остаточно вибираємо електродвигун 4А 160М6 ОМ2, з номінальнім моментом М_н= 147 Нм.

Середній пусковий момент:

Фактичний час пуску двигуна навантаженого візка:

Фактичне прискорення при розгоні ненавантаженого візка:

2.2.4 Розрахунок гальмівного моменту і вибір гальма:

При гальмуванні візка без вантажу допустиме максимальне прискорення, при якому забезпечується запас зчеплення коліс з рейками 1,2, визначається по формулі:

Час гальмування візка без вантажу виходячи з максимального допустимого прискорення:

Величина гальмівного шляху, що допускається:

Мінімальний допустимий час гальмування:

Гальмівний момент розраховується по наступній формулі:

Приймаємо колодочні гальма з гідротовкачем типа ТТ з найбільшим гальмовим моментом 100 Н м, діаметром гальмового шківа 160 мм, шириною колодки 75 мм, тип гідротовкача ТЕГ-16 з тяговим зусиллям 160 Н. Гальма регулюється на необхідний гальмовий момент [2. табл. V.2.23.].

2.3. Розрахунок механізму пересування крана

2.3.1. Кінематична схема механізму пересування перевантажувача:

2.3.2. Розрахунок опору пересуванню крана:

Q – номінальна маса вантажу, що піднімається, з урахуванням ваги захватного органу; Q=35000 кг;

G_к – маса крана з візком; G_к=430000 кг;

D_к – діаметр ходового колеса крана; D_к=0,8 м, колесо двохреборне, з циліндровим профілем, ширина робочої доріжки 0,17 м [2. табл. V.2.43.];

d – діаметр цапфи:

d = (0,2  0,25)D_к = (0,2  0,25) 0,8 = 0,16  0,2 = 0,18 м;

Приймаємо d=0,18 м;

f – коефіцієнт тертя в підшипниках коліс; f = 0,015; підшипник сферичний дворядний;

 - коефіцієнт тертя кочення колеса по плоскій рейці;  = 0,06; колесо із сталі [2. VI.3.2.];

k_р – коефіцієнт, що враховує опір від тертя реборд коліс об рейки; k_р = 1,5 [2. VI.3.3.];

W_ук – опір пересуванню від ухилу:

 - розрахунковий кут підкранового шляху;  = 0,002 для шляхів, що укладаються на металевих балках зі залізобетонним фундаментом;

W_в – опір пересуванню від дій вітрового навантаження;

_в – питоме вітрове навантаження;

q_o – швидкісний натиск вітру на висоті 10 м;

,

V – швидкість вітру;

V = 15 м/с для регіону міста Іллічівськ;

n_в – коефіцієнт, що враховує зростання швидкісного натиску залежно від висоти установки крана над поверхнею землі (води);

n_в = 1,32;

с – аеродинамічний коефіцієнт;

с = 1,2 для коробчатих конструкцій;

 - коефіцієнт динамічності, що враховує пульсуючий характер вітрового навантаження;

 = 1;

F – навітряна площа конструкції крана і вантажу;

F = 270 м²;

Опір пересуванню крана складає 1067 кН.

2.3.3. Потужність двигуна і вибір редуктора

Розрахунок приведеного опору пересування крана:

де W_ст – статичний опір пересуванню візка;

G_т – маса крана, G_т =430000 кг;

Q – Номінальна маса вантажу, що підіймається;

а – середнє прискорення крану при пуске, а=0,1 м/с²;

_м – загальне ККД механізму, _м = 0,9; [1. табл. II.1.7.]

_ср – середня кратність пускового моменту, _ср = 2,0;

Потужність електродвигуна складає:

Потужність двигунів механізму пересування крана складає 163,3 кВт, отже, один двигун має потужність N=20,4 кВт.

Заздалегідь по каталогу вибираємо електродвигун типа 4А200L8OM2, потужністю N=22 кВт, частотою обертання n=730 об/хв, =76,41; моментом інерції ротора Jр=0,18 кг м, з номінальним моментом М_н=288 Н м [5].

Частота обертання колеса крана:

Розрахункове передавальне число редуктора:

Розрахункова потужність редуктора:

По каталогу приймаємо редуктор типа ВКН - 630 з передавальним числом U=125, виконання по схемі 2 [2. табл. V.1.51.].

Фактична частота обертання колеса:

Фактична швидкість пересування крана з номінальним вантажем:

Мінімальний час пуску двигуна ненавантаженого крана:

де а_п.мах – максимально допустиме прискорення ненавантаженого крана;

де  - коефіцієнт зчеплення ведучого колеса з рейкою;

=0,12 для кранів, що працюють на відкритому повітрі [3. c. 110];

Статистичний момент опору пересуванню ненавантаженого крана, приведений до валу двигуна:

Момент інерції рухомих мас крана, приведений до валу двигуна:

де J_р.м – момент інерції ротора двигуна;

Визначимо середній пусковий момент двигуна для розгону ненавантаженого крана з умови відсутності пробуксування привідних коліс і наявності необхідного запасу зчеплення:

Розрахункова потужність:

Для приводу механізму пересування візка остаточно вибираємо електродвигун 4А 200L8 ОМ2.

Середній пусковий момент:

Фактичний час пуску двигуна навантаженого крана:

Фактичне прискорення при розгоні ненавантаженого крана:

2.3.4. Розрахунок гальмового моменту і вибір гальма

При гальмуванні крана без вантажу допустиме максимальне прискорення, при якому забезпечується запас зчеплення коліс з рейками 1,2, визначається по формулі:

Час гальмування крана без вантажу виходячи з максимального допустимого прискорення:

Величина гальмового шляху, що допускається:

Мінімальний допустимий час гальмування:

Гальмовий момент розраховується по наступній формулі:

Приймаємо колодочні гальма з гідротовкачем типу ТТ з найбільшим гальмовим моментом 200 Н м, діаметром гальмового шківа 200 мм, шириною колодки 95 мм, тип гідротовкача ТЕГ-25 з тяговим зусиллям 250 Н. Гальма регулюється на необхідний гальмовий момент [2. табл. V.2.23.].