1

Содержание

1 Введение 2

2 Исходные данные 3

3 Расчёт механизма подъема груза 4

4 Расчёт механизма перемещения крана 10

5 Расчёт механизма перемещения тележки 14

6 Выбор приборов безопасности 18

7 Литература 19

Введение

Козловые краны применяют для обслуживания открытых складов и погрузочных площадок, монтажа сборных строительных сооружений и оборудования, промышленных предприятии, обслуживания гидротехнических сооружений, перегрузки крупнотоннажных контейнеров и длинномерных грузов. Козловые краны выполняют преимущественно крюковыми или со специальными захватами.

В зависимости от типа моста, краны делятся на одно- и двухбалочные. Грузовые тележки бывают самоходными или с канатным приводом. Грузовые тележки двухбалочных кранов могут иметь поворотную стрелу.

Опоры крана устанавливаются на ходовые тележки, движущиеся по рельсам. Опоры козловых кранов выполняют двухстоечными равной жёсткости, или одну -жёсткой, другую -гибкой(шарнирной).

Для механизмов передвижения козловых кранов предусматривают раздельные приводы. Приводными выполняют не менее половины всех ходовых колёс.

Обозначение по ГОСТ : Кран козловой 540-33 ГОСТ 7352-75

Исходные данные.

Таблица № 1.

Грузоподъемность крана

8 тонн

Пролет

25 метров

Высота консолей

4,5 метра

Скорость подъема груза

0,2 м/с

Скорость передвижения тележки

38 м/мин

Скорость передвижения крана

96 м/мин

Высота подъема

9 метров

Режим работы

5к

Расчет механизма подъема груза.

Механизм подъёма груза предназначен для перемещения груза в вертикальном направлении. Он выбирается в зависимости от грузоподъёмности.

Привод механизма подъёма и опускания груза включает в себя лебёдку механизма подъёма. Крутящий момент, создаваемый электродвигателем передаётся на редуктор через муфту. Редуктор предназначен для уменьшения числа оборотов и увеличения крутящего момента на барабане.

Барабан предназначен для преобразования вращательного движения привода в поступательное движение каната.

Усилие в канате набегающем на барабан, H:

Fб=Qg/zu_n₀=8000*9,81/2*2*0,99=19818

где: Q-номинальная грузоподъемность крана, кг;

z - число полиспастов в системе;

u_n – кратность полиспаста;

₀ – общий КПД полиспаста и обводных блоков;

Поскольку обводные блоки отсутствуют, то

₀=_п=(1 - n_бл^Uп)/u_n(1-_бл)=(1-0,98²)/2*(1-0,98)=0,99

Расчетное разрывное усилие в канате при максимальной нагрузке на канат Fк=Fб=19818 Н и k=5,5

FFк*k=19818*5,5=108999 Н

где: Fк – наибольшее натяжение в канате (без учета динамических

нагрузок), Н;

k – коэффициент запаса прочности (для среднего режима работы

k=5,5).

Принимаем канат по ГОСТ 2688 – 80 двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6х19(1+6+6/6+1 о.с) диаметром 15 мм имеющий при маркировочной группе проволок 1764 Мпа разрывное усилие F=125500 Н.

Канат – 11 – Г – 1 – Н – 1764 ГОСТ 2688-80

Фактический коэффициент запаса прочности:

k_ф=F/Fб=125500/19818=6,33>k=5,5

Требуемый диаметр барабана по средней линии

навитого стального каната, мм

Dd*e=15*25=375

где: d – диаметр каната

е – коэффициент зависящий от типа машины, привода механизма и

режима работы машины механизма.

Принимаем диаметр барабана D=400 мм.

Длина каната навиваемого на барабан с одного полиспаста при z₁=2 и

z₂=3, м:

Lк=H*Uп+*D(z₁+z₂)=9*2+3,14*0,4(2+3)=24,28

где: Н – высота поднимаемого груза;

Uп – кратность полиспаста;

D – диаметр барабана по средней линии навитого каната;

z₁ – число запасных ( неиспользуемых ) витков на барабане до места

крепления: (z₁=1,5…2)

z₂ – число витков каната, находящихся под зажимным устройством на

барабане: z₂=3…4.

Рабочая длина барабана, м:

Lб=L_k*t/*m(m*d+D)*=24,28*0,017/3,14*1(1*0,015+0,4)=0,239

где: L_к – длина каната, навиваемого на барабан;

t – шаг витка;

m – число слоев навивки;

d – диаметр каната;

 - коэффициент не плотности навивки; для гладких барабанов;

Полная длина барабана, м:

L=2Lб+l=2*0,444+0,2=1,088

Толщина стенки литого чугунного барабана должна быть, м:

_min=0,02Dб+(0,006…0,01)=0,02*0,389+0,006…0,01=0,014

=0,018

Принимаем =16 мм.

Dб=D – d=0,4 – 0,015=0,385 м.

Приняв в качестве материала барабана чугун марки СЧ 15 (_в=650 Мпа,

[_сж]=130 Мпа) найдем напряжения сжатия стенки барабана:

_сж=Fб/t[_сж] = 19818/17*10^-3*16*10^-3 = 72,86 Мпа<130 М

где: Fб – усилие в канате, Н;

t – шаг витков каната на барабане, м;

[_сж] – допускаемое напряжение сжатия для материала барабана; Статическая мощность двигателя при  = 0,85, кВт:

Pc=Q*g*v_г/10³*=8000*9,81*0,2/1000*0,85=18,46

где: Q – номинальная грузоподъемность, кг;

v_г – скорость подъема груза, м/с;

 - КПД механизма

Номинальная мощность двигателя принимается равной или несколько меньше статической мощности. Из таблицы III.3.5 выбираем крановый электродвигатель с фазным ротором MTF – 311 – 6 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Рном=13 кВт и частоту вращения n=935 мин^-1. Момент инерции ротора Ip=0,225 кг*м² максимальный пусковой момент двигателя Тmax=320 H*м.

Частота вращения барабана (мин^-1):

n_б=60v_г*Uп/*Dрасч=60*0,2*2/3,14*0,4=19,1

где: Uп – кратность полиспаста;

Dрасч – расчетный диаметр барабана, м.

Общее передаточное число привода механизма:

U=n/n_б=935/19,1=148,93

Расчетная мощность редуктора на быстроходном валу, кВт:

Рр=k_р*Р = 1*18,46=18,46

где: k_р – коэффициент, учитывающий условия работы редуктора;

Р – наибольшая мощность передаваемая редуктором при нормально протекающем процессе работы механизма.

Из таблицы III.4.2 по передаточному числу и мощности выбираем редуктор цилиндрический, двухступенчатый, горизонтальный, крановый типоразмера Ц2 – 400 с передаточным числом Uр =50,94 и мощностью на быстроходном валу при среднем режиме работы Рр = 19,4 кВт

Момент статического сопротивления на валу двигателя в период пуска с учетом того, что на барабан навиваются две ветви каната при _б=0,94 и

_пр=0,9 (ориентировочно), Н*м:

Тс=Fб*z*Dб^г/2u*_б*_пр=19818*2*0,4/2*50,94*0,94*0,9=183,94

Номинальный момент передаваемый муфтой принимается равным моменту статических сопротивлений Т_м^ном=Т_с=135 Н*м.

Номинальный момент на валу двигателя Н*м:

Т_ном=9550Р/n=9550*13/935=132,78

Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м:

Т_м=Т_м^ном*k₁*k₂=183,94*1,3*1,2=286,94

Выбираем по таблице 5.9 втулочно–пальцевую муфту №1 с тормозным шкивом диаметром Dт=200 мм, и наибольшим передаваемым крутящим моментом 500 Н*м.

Момент инерции муфты Iм=0,125 кг*м². Момент инерции ротора и муфты I=Iр+Iм=0,225+0,0125=0,35 кг*м²

Средний пусковой момент двигателя при =1,4, Н*м:

Тпуск=Тср.п=(_max+_min)*Tном/2=(2,41+1,4)*132,78/2=252,9

где: _max=T_мах/Т_ном=320/132,78=2,41

_min- минимальная кратность пускового момента электродвигателя:

_min=1,1…1,4

Т_мах- максимальный пусковой момент двигателя, Н*м,

Т_ном- номинальный момент двигателя, Н*м,

Время подъема и опускания груза

t_п=(*I*n/9,55(Т_ср.п-Т_с))+9,55*Q*v²/n((Т_ср.п-Т_с)*=

=(1,1*0,35*935/9,55(252,94-183,94))+

+9,55*8000*0,194²/935(252,94-183,94)=1,14

где: Тср.п – средний пусковой момент двигателя, Н*м

Тс – момент статического сопротивления соответственно на валу двигателя при пуске.

Фактическая частота вращения барабана по формуле, мин^-1:

n_б^ф=n/u_р=935/50,94=18,354

Фактическая скорость подъема груза, м/с:

v_г^ф=*D_расч*n_б^ф/60u_п=3,14*0,4*18,54/60*2=0,194

где: u_п – кратность полиспаста

D_расч- расчетный диаметр барабана

Эта скорость отличается от ближайшего значения 0,2 м/с из стандартного ряда на допустимую величину.

Ускорение при пуске, м/с²:

а=v_г^ф/t_п=0,194/1,14=0,17

Рис. 1. Усредненный график загрузки механизма подъема

0 0,2 0,4 0,6 0,8 

Из графика усредненной загрузки механизма определим моменты, развиваемые двигателем, и время его пуска при подъеме и опускании груза в различные периоды работы механизма. Согласно графику, за время цикла (подъем и опускание груза) механизм будет работать с номинальным грузом Q=8000 кг – 1 раз.

0,5Q=4000 кг – 5 раз.

0,2Q=1600 кг – 1 раз.

0,05Q=400 кг – 3 раза.

Таблица № 2. – Моменты, развиваемые двигателем, и время его пуска

Наименование показателя

Обозна-чение

Едини- ца

Результаты расчета при массе

поднимаемого груза, кг

8000

4000

1600

400

КПД

Натяжение каната у барабана при подъеме груза

Момент при подъеме груза

Время пуска при подъеме

Натяжение каната у барабана при опускании груза

Момент при опускании груза

Время пуска при опускании



Fб

Тс

t_п

F_c^оп

T_с^оп

t_оп

-

Н

Н*м

С

Н

Н*м

с

0,85

19818

183,94

1,14

19423

140

0,09

0,8

9909

97,902

0,34

9711

70

0,11

0,65

3963

45,52

0,27

3884,8

28

0,13

0,5

990

14,45

0,22

971

6,9

0,14

В таблице избыточный момент при опускании груза – сумма среднего пускового момента двигателя и момента статических сопротивлений механизма при опускании груза.

Средняя высота подъема груза составляет 0,5…0,8 номинальной высоты Н=9м. Примем Нср=0,8*Н=0,8*9=7,2 м.

Время установившегося движения, с:

t_y=Нср/v_г=7,2/0,194=37,11

Сумма времени пуска при подъеме и опускании груза за цикл работы механизма, с:

t_п=1,14+5*0,34+1*0,27+3*0,22+0,09+5*0,11+1*0,13+3*0,14=4,96

Общее время включений двигателя за цикл с:

t=2(1+5+1+3)*t_y+t_п=2*10*37,11+4,96=747,16

Среднеквадратичный момент Н*м

Т_ср== (252,94²*4,96+(183²+5*97²+45²+3*14²+140²+5*70²+28²+3*6,9²)/747,16)=52,3

где: t_п – общее время пуска механизма в разные периоды работы с различной нагрузкой, с;

Т²_сt_y – сумма произведений квадрата моментов статических сопротивлений движению при данной нагрузке на время установившегося движения при этой нагрузке.

t – общее время включения электродвигателя за цикл, с.

Среднеквадратическая мощность двигателя, кВт;

Р_ср=Т_ср^п/9550=52,3*935/9550=5,12 кВт

где: Тср – среднеквадратичный момент преодолеваемый электродвигателем.

Во избежание перегрева электродвигателя необходимо, чтобы

развиваемая двигателем среднеквадратичная мощность удовлетворяла условию Рср  Рном 13  5,12 – условие соблюдается

Момент статического сопротивления на валу двигателя при торможении механизма, Н*м:

Тс=Fб*z*Dб^г*_б*_т /2u_т =19818*2*0,4*0,98*0,85/2*50,94=129,63

где: _т – КПД привода от вала барабана до тормозного вала;

u_т – общее передаточное число между тормозным валом и валом барабана.

Необходимый по нормам Госгортехнадзора момент, развиваемый тормозом при k_т=1,75*Тт=1,75*129,63=226,852 Н*м.

Из таблицы III.5.11 выбираем тормоз ТКТ – 300/200 с тормозным моментом 240 Н*м, диаметром тормозного шкива Dт=300 мм. Регулировкой можно получить требуемый тормозной момент Тт=240 Н*м.

У механизма подъема груза фактическое время торможения при опускании, с:

t_п=(*I*n/9,55(Т_т-Т_с))+9,55*Q*v²/n((Т_т-Т_с)*= =(1,1*0,35*935/9,55(226-129))+(9,55*8000*0,194²*0,85/935(226-129)=0,41

Для среднего режима работы находим путь торможения механизма подъема груза, м:

S=v_г^ф/1,7=0,194/1,7=0,11

Время торможения в предположении что скорости подъема и опускания груза одинаковы, с:

t_т^max=S/0,5v_г^ф=0,11/0,5*0,194=1,17>t_т=0,54

Замедление при торможении, м/с²:

а_т=v_г^ф/t_т=0,194/0,41=0,47

Расчет механизма передвижения крана.

Механизм передвижения крана служит для перемещения крана по рельсам.

Найдем рекомендуемый диаметр ходовых колес Dк=720 мм.

Коэффициент качения ходовых колес по рельсам =0,0006 м. Коэффициент трения в подшипниках качения ходовых колес f=0,02.

Диаметр вала цапфы ходового колеса, мм:

D_к=0,2*720=144. Примем также k_р=2,5

Общее сопротивление передвижению крана, Н:

F_пер=F_тр=k_p(m+Q)g(fd_k+2)/D_k=2,5(22000+8000)*

9,81(0,020*0,14+2*0,0006)/0,720=4087,5

Статическая мощность привода при  = 0,85, кВт:

Pc=F_пер*v_пер/10³*=4087*1,6/1000*0,85=7,693

где: F_пер – сопротивление передвижению крана, кг;

v_пер – скорость передвижения крана, м/с;

 - КПД механизма

Т.к привод механизма передвижения крана раздельный, то выбираем двигатель приблизительно в два раза по мощности меньше расчетной. Из таблицы III.3.5 выбираем крановый электродвигатель MTF – 111 – 6 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Рном=4,1 кВт и частоту вращения n=870 мин^-1. Момент инерции ротора Ip=0,048 кг*м².

Номинальный момент на валу двигателя Н*м.

Т_ном=9550Р/n=9550*4,1/870=44,7

Частота вращения вращения ходового колеса (мин^-1):

n_б=60v_пер/*Dк=60*1,6/3,14*0,720=42,16

где: v_пер – скорость передвижения крана;

Dк – расчетный диаметр колеса, м.

Требуемое передаточное число привода:

U=n/n_к=870/42,46=20,48

Поскольку в приводе механизма перемещения крана должно быть установлено два одинаковых редуктора. Выбираем редуктор типа ВК – 475 передаточное число u_p=19,68 и Pр=8,3 кВт.

Номинальный момент передаваемый муфтой двигателя, Н*м

Тм=Тс=F_перD_к/2u_р=2043*0,720/2*19,68*0,85=43,98

Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м:

Т_м=Т_м^ном*k₁*k₂=43,98*1,2*1,2=62,3

Выбираем по таблице III.5.6 втулочно – пальцевую муфту c крутящим моментом 63 Н*м с диаметром D=100 мм,

Момент инерции муфты, кг*м²:

Iм=0,1*m*D²=0,1*2*0,1=0,002

Фактическая скорость передвижения крана, м/с:

v_пер^ф=v_пер*u/u_p=1,6*20,48/19,68=1,66 – отличается от стандартного ряда на допустимую величину.

Примем коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами =0,12

коэффициент запаса сцепления k_=1,1.

Вычисляем максимально допустимое ускорение крана при пуске в предположении, что ветровая нагрузка F^p=0, м/с²

a_max=[(z_пр((/k_)+(f*d_k/D_k))/z)-(2+f*d_k)k_p/D_k)*g=

=(2((0,12/1,1)+(0,02*0,144/0,720))/4-

-(2*0,0006+0,02*0,144)*2,0/0,720)*9,81=0,66

где: z_пр- число приводных колес;

z – общее число ходовых колес;

 - коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами: при

работе на открытом воздухе =0,12

f – коэффициент трения (приведенной к цапфе вала) в подшипниках

опор вала ходового колеса

 - коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам м;

d_k – диаметр цапфы вала ходового колеса, м:

k_p – коэффициент, учитывающий дополнительное сопротивления от трения реборд ходовых колес

Средний пусковой момент двигателя, Н*м:

Тср.п=(_max+_min)*Tном/2=(2,25+1,1)*43,98/2=93,66

где: _min- минимальная кратность пускового момента электродвигателя:

_min=1,1…1,4

Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления, с:

t_доп=v/a_max=1,66/0,66=2,515

Момент статических сопротивлений при работе крана без груза, Н*м:

Тс=F’_перD_к/2u_р=2445,96*0,72/2*19,68*0,85=52,6

Момент инерции ротора двигателя Iр=0,048 кг*м² и муфты быстроходного вала Iм=0,002

I=Ip+Iм=0,048+0,002=0,050 кг/м²

Фактическое время пуска механизма передвижения без груза, с:

t_п=(*I*n/9,55(Т_ср.п-Т_с))+9,55*Q*v²/n((Т_ср.пТ_с)*=

=(12*0,05*870/9,55(93,66-52,6))+9,55*11000*1,66²/870(93,66- 52,6)*0,85=7,95 с

Фактическое ускорение крана без груза, м/с²

а_ф=V_пер/t_п=1,66/7,95=0,208<a_max=0,66 м/с²

Проверяем суммарный запас сцепления. Для этого найдем:

А) суммарную нагрузку на привод колеса без груза, Н:

F_пр=m*z_пр*g/z=2*22000*2*9/4=107910

Б) сопротивление передвижению крана без груза, Н: F’_пер=k_p*m*g(f*d_k+2)/D_k=2*22000*9,81*(0,02*0,144+2*0,0006)/0,720=

= 2445,96

Определим фактический запас сцепления:

k_=Fпр*/F’пер+mg((a/g)-z_пр*f*d_k/z*D_k)=

=107910*0,12/2445,96+22000*9,81((0,208/9,81)-2*0,02*0,144/4*0,72)=1,34>1,2

Определение тормозных моментов и выбор тормоза. Максимальное допустимое замедление крана при торможении, м/с²:

a_max^т=((z_пр((/k_)-(f*d_k/D_k))/z)+(2+f*d_k)/D_k)*g=((2((0,12/1,1)-(0,02*0,144/0,720))/4)+(2*0,0006+0,02*0,144)/0,720)*9,81=0,571

По таблице принимаем а_мах^т=0,15 м/с²

Время торможения крана без груза, с:

t_t=V^ф_пер/а_мах^т=1,66/0,15=11,06

Сопротивление при торможении крана без груза, Н:

F_тр^т=mg(f*d_k+2)/D_k=22000*9,81(0,02*0,144+2*0,0006)/0,720=1222,98

Момент статических сопротивлений на тормозном валу при торможении крана, Н*м:

Т_с^т=F^т_тр*D_k*/2*u_p=1222,98*0,720*0,85/2*19,68=19,01

Момент сил инерции при торможении крана без груза, Н*м:

Т_ин^т=(*I*n/9,55*t_т)+9,55*m*v^2*/n*t_т=

=(1,2*0,05*870/9,55*11,06)+9,55*22000*1,66²*0,85/870*

*11,06=51,63

где: t_т- время торможения механизма, с:

Расчетный тормозной момент на валу тормоза, Н,м:

Т_р^т=Т_ин^т – Т_с^т=51,63-11,06=40,57

Из таблицы III 5.13 выбираем тормоз типа ТКГ – 160 с диаметром тормозного шкива D_т=160 мм и наибольшим тормозным моментом Тт=100 Н*м, который следует отрегулировать до Тт=41 Н*м.

Минимальная длина пути торможения, м:

S=V²/R=1,66²/0,9=3,06

Фактическая длина пути торможения, м:

S_ф=0,5*v*t_т=0,5*1,66*11,06=9,17

Расчет механизма передвижения грузовой

тележки.

Найдем рекомендуемый диаметр ходовых колес Dк=360 мм.

Коэффициент качения ходовых колес по рельсам =0,0006 м. Коэффициент трения в подшипниках качения ходовых колес f=0,02.

Диаметр вала цапфы ходового колеса, мм:

D_к=0,2*360=72 Примем также k_р=2,5

Общее сопротивление передвижению крана, Н:

F_пер=F_тр=k_p(m+Q)g(fd_k+2)/D_k=2,5(3200+8000)*

9,81(0,02*0,072+2*0,0006)/0,36=2014,31

Статическая мощность привода при  = 0,85, кВт:

Pc=F_пер*v_пер/10³*=2014*0,63/1000*0,85=1,49 кВт.

где: F_пер – общее сопротивление передвижению тележки, Н;

v_пер – скорость передвижения грузовой тележки, м/с;

 - КПД механизма

Из таблицы III.3.5 выбираем крановый электродвигатель MTF – 011-16 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Р=1,7 кВт и частоту вращения n=835 мин^-1. Момент инерции ротора Ip=0,02 кг*м².

Номинальный момент на валу двигателя Н*м:

Т_ном=9550Р/n=9550*1,7/835=19,44

Частота вращения вращения ходового колеса (мин^-1):

n_б=60v_пер/*Dк=60*0,63/3,14*0,36=32,89

где: v_пер – скорость передвижения тележки м/с;

Dк – расчетный диаметр колеса, м.

Требуемое передаточное число привода:

U=n/n_к=835/32,89=25,38

Поскольку в приводе механизма перемещения крана должно быть установлено два одинаковых редуктора. Выбираем редуктор типа ВК – 475 передаточное число u_p=29,06 и Pр=8,1 кВт.

Номинальный момент передаваемый муфтой двигателя, Н*м:

Тм=Тс=F_перD_к/2u_р=2014,31*0,36/2*29,06*0,85=14,67

Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м:

Т_м=Т_м^ном*k₁*k₂=14,47*1,2*1,2=21,12

Выбираем по таблице III.5.6 втулочно – пальцевую муфту c крутящим моментом 31,5 Н*м с диаметром D=90 мм.

Момент инерции муфты, кг*м²:

Iм=0,1*m*D²=0,1*2*0,09=0,018

Фактическая скорость передвижения тележки, м/с:

v_пер^ф=v_пер*u/u_p=0,63*25,38/29,06=0,55 – отличается от стандартного ряда на допустимую величину.

Примем коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами =0,12

коэффициент запаса сцепления k_=1,1.

Вычисляем максимально допустимое ускорение грузовой тележки при пуске в предположении, что ветровая нагрузка F^p=0, м/с²

a_max=[(z_пр((/k_)+(f*d_k/D_k))/z)-(2+f*d_k)k_p/D_k)*g=

=(2((0,12/1,1)+(0,02*0,072/0,36))/4-

-(2*0,0006+0,02*0,072)*2,5/0,36)*9,81=0,46 м/с²

где: z_пр- число приводных колес;

z – общее число ходовых колес;

 - коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами: при

работе на открытом воздухе =0,12

f – коэффициент трения (приведенной к цапфе вала) в подшипниках

опор вала ходового колеса

 - коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам м;

d_k – диаметр цапфы вала ходового колеса, м:

k_p – коэффициент, учитывающий дополнительное сопротивления от трения реборд ходовых колес

Средний пусковой момент двигателя, Н*м:

Тср.п=(1,5…1,6)*Tном=1,5*19,44=29,16

Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления, с:

t_доп=v/a_max=0,55/0,464=1,185

Момент статических сопротивлений при работе тележки без груза Н*м:

Тс=F’_перD_к/2u_р=575*0,36/2*29,0,6*0,85=4,150

Момент инерции ротора двигателя Iр=0,02 кг*м² и муфты быстроходного вала Iм=0,018

I=Ip+Iм=0,02+0,018=0,038 кг/м²

Фактическое время пуска механизма передвижения тележки

с грузом, с:

t_п.г=(*I*n/9,55(Т_ср.п-Т_с))+9,55*(Q+m_т)*v²/n((Т_ср.п-Т_с)*=

=(1,2*0,038*835/9,55(29,16-14,67))+9,55*

*(8000+3200)*0,55²/835(29,16-14,67)*0,85=5,42

Фактическое время пуска механизма передвижения тележки

без груза, с:

t_п.г=(*I*n/9,55(Т_ср.п-Т_с))+9,55*m_т*v²/n((Т_ср.п-Т_с)*=

=(1,2*0,038*835/9,55(29,16-4,150))+9,55*

*3200*0,55²/835(29,16-4,150)*0,85=2,3

Фактическое ускорение грузовой тележки без груза, м/с²

а_ф=V_пер/t_п=0,55/2,3=0,23

Проверяем суммарный запас сцепления. Для этого найдем:

А) суммарную нагрузку на привод колеса без груза, Н:

F_пр=m*z_пр*g/z=3200*2*9,81/4=15696

Б) суммарную нагрузку на привод колеса с грузом, Н:

F_пр=m*z_пр*g/z=(3200+8000)*2*9,81/4=54936

В) сопротивление передвижению грузовой тележки без груза, Н:

F’_пер=k_p*m*g(f*d_k+2)/D_k=2,5*3200*9,81*(0,02*0,072+2*0,0006)/0,36=

= 575,5

C) сопротивление передвижению грузовой тележки с грузом, Н:

F’_пер=k_p*m*g(f*d_k+2)/D_k=2,5*(3200+8000)*9,81*(0,02*0,072+2*0,0006)/

/0,36=2014

Определим фактический запас сцепления:

k_=Fпр*/F’пер+mg((a/g)-z_пр*f*d_k/z*D_k)=

=15696*0,15/575,5+3200*9,81((0,23/9,81)-2*0,02*0,072/4*0,36)=1,2

Определение тормозных моментов и выбор тормоза. Максимальное допустимое замедление грузовой тележки при торможении, м/с²:

a_max^т=((z_пр((/k_)-(f*d_k/D_k))/z)+(2+f*d_k)/D_k)*g=((2((0,15/1,2)-(0,02*0,072/0,36))/4)+(2*0,0006+0,02*0,072)/0,36)*9,81=0,66 м/с²

По таблице принимаем а_мах^т=0,15 м/с²

Время торможения грузовой тележки без груза, с:

t_t=V^ф_пер/а_мах^т=0,55/0,15=3,66 с.

Сопротивление при торможении грузовой тележки без груза, Н:

F_тр^т=mg(f*d_k+2)/D_k=3200*9,81(0,02*0,072+2*0,0006)/0,36=230,208 H.

Момент статических сопротивлений на тормозном валу при торможении грузовой тележки, Н*м.

Т_с^т=F^т_тр*D_k*/2*u_p=230,208*0,36*0,85/2*29,6=1,189

Момент сил инерции при торможении грузовой тележки без

груза, Н*м:

Т_ин^т=(*I*n/9,55*t_т)+9,55*m*v^2*/n*t_т=

=(1,2*0,038*835/9,55*3,66)+9,55*3200*0,55²*0,85/830*

*3,66=3,6

где: t_т- время торможения механизма, с:

Расчетный тормозной момент на валу тормоза, Н*м:

Т_р^т=Т_ин^т – Т_с^т=3,6 – 1,89 =1,77

Из таблицы III 5.13 выбираем тормоз типа ТКГ – 160 с диаметром тормозного шкива D_т=160 мм и наибольшим тормозным моментом Тт=100 Н*м, который следует отрегулировать до Тт=41 Н*м.

Минимальная длина пути торможения, м:

S=V²/R=0,55²/1,7=0,17

Фактическая длина пути торможения, м:

S_ф=0,5*v*t_т=0,5*0,55*3,66=1,0065 >1м

Выбор приборов безопасности

Ограничители высоты подъема грузозахватного устройства.

В качестве исполнительных устройств этих ограничителей применяют преимущественно рычажные и шпиндельные конечные выключатели.

В мостовых и козловых кранах с приводными грузовыми тележками, а так же в стреловых кранах с подъемной стрелой при использовании рычажных выключателей к его рычагу крепят штангу которая может перемещаться в направлении движения рычага выключателя и удерживать рычаг в устойчивом положении при замкнутых контактах.

Движение штанги в боковом направлении ограничено направляющей. При подходе к крайнему верхнему положению обойма грузового крюка поднимает штангу, которая воздействует на рычаг конечного выключателя, отключает привод механизма подъема груза.

Упоры и буфера.

Тупиковые упоры, установленные на концах рельсового кранового пути, предназначены для ограничения пути передвижения крана.

Стационарный упор для рельсовых путей козловых кранов грузоподъемностью 8-15 т листовой стальной щит усиленный средними и боковым ребром.

Щит и ребра приварены к основанию. Снизу в щите имеется вырез, обеспечивающий установку упора под рельсами. К щиту болтами прикреплен амортизатор. Основание упора крепится на деревянных шпалах рельсового пути костылем, а ребро направлено к рельсу.

Буфера предназначены смягчения возможного удара грузоподъемной машины об упоры. Они могут быть выполнены эластичными, пружинными, пружинно – фрикционными и гидравлическими. В зависимости от установки буфера они могут быть подвижными, неподвижными, и комбинированными. На грузовых тележках кранов подвижные буфера закреплены на боковых сторонах рамы. Эти буфера перемещаются при работе крана вместе с крановым мостом и грузовой тележкой.

ЛИТЕРАТУРА

1. Справочник по расчетам механизмов подъемно – транспортных машин. А.В. Кузьмин, Ф.Л. Марон. Высшая школа, 1983 г.

2. Справочник по кранам. Александров М.П., Гохберг М.М., том 1,2. -Л: Машиностроение,1988.

3. Подъёмно-транспортные машины. Атлас конструкций., под ред. Александрова М.П. и Решетникова Д.Н.-М.:1987.