Дипломная работа: Кран велосипедный

Номинальный тормозной момент:

Тормозной момент определяется с учётом коэффициента запаса торможения k_т:

(1.34)

где k_т - коэффициент запаса торможения для механизма подъёма электротали при двух тормозах, k_т = 1,25;

.

Нормальное давление колодок на тормозной шкив

, (1.35)

где f = 0,42 - коэффициент трения вальцованной ленты по чугуну и стали;

D = 0,17 м - диаметр тормозного шкива;

Рисунок 1.7 Колодочный тормоз 1 - рабочая пружина, 2 - тормозной шкив, 3 - регулировочный винт, 4 - рычаг, 5 - фрикционная накладка, 6 - рычаг

В соответствии с уравнением моментов сил относительно шарнира при нормально-замкнутом тормозе определяем силу пружины, действующую на каждый из двух рычагов, определим усилие замыкания:

, (1.36)

где с = 105 мм, d = 110 мм, е =30 мм- в соответствии с рисунком 1.7;

= 0,95 - КПД рычажной системы;

.

Усилие размыкания:

, (1.37)

где b = 15 мм, a = 225 мм- в соответствии с рисунком 1.7;

= 0,85 - КПД рычажной системы;

.

Усилие электромагнита:

, (1.38)

где Р_Р = 4 Н - вес рычага, соединяющего якорь электромагнита с размыкающим пальцем.

.

Ход электромагнита:

, (1.39)

где = 0,1 мм - требуемый ход электромагнита при отходе колодок;

д=0,5 - допускаемый износ обкладок между регулировками;

.

В соответствии с величиной Р_м=10,502 кГ производится выбор тормозного электромагнита. На величину хода h=20мм регулируется электромагнит типа МИС-5100.

Расчет грузоупорного тормоза

Грузоупорный тормоз установлен на втором (тихоходном) валу редуктора, рисунок 1.9.

Рисунок 2.9 Грузоупорный тормоз 1 - фрикционные кольца, 2 - шестерня, 3 - храповик, 4 - собачка, 5 - тормозной диск

Угол подъёма трёхзаходной резьбы тормозного вала:

, (1.40)

где а₃ = 3 - число заходов резьбы;

d_ср= (50+38)/2 = 44 мм - средний диаметр резьбы;

t = 8 мм - шаг резьбы;

.

Осевая сила, возникающая при торможении и зажимающая фрикционные кольца тормоза:

, (1.41)

где r = 2,2 см - средний радиус винтовой резьбы;

= 2 - 3 - угол трения резьбы при работе в масляной ванне;

f = 0,12 - коэффициент трения вальцованной ленты по стали (в масле);

R_с = 9,25 см - средний радиус поверхности трения;

.

Тормозной момент грузоупорного тормоза:

, (1.42)

где n = 2 - число пар трущихся поверхностей.

.

Тормозной момент должен удовлетворять следующему условию:

, (1.43)

Нм,

Условие выполнено.

Надёжность удерживания груза в подвешенном состоянии обеспечивается при соблюдении зависимости:

, (1.44)

В рассматриваемом случае

,

.

Движущийся вниз груз остановится при условии

,

,

.

Проверка винтовой резьбы на смятие:

, (1.45)

где -диаметр наружной винтовой резьбы;

-диаметр внутренней винтовой резьбы;

z=4 - число витков резьбы, воспринимающих нагрузку;

.

РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ЭЛЕКТРОТАЛИ

Полное сопротивление передвижению электротали равняется сопротивлению от трения при движении и от уклона пути. Допустимый местный уклон [1,табл.2.10].

На рисунке 1.10 представлена кинематическая схема механизма передвижения электротали.

Рисунок 1.10 Кинематическая схема механизма передвижения электротали 1 - электродвигатель, 2 - редуктор, 3 - приводные колеса

Сопротивление трения при движении электротали:

, (1.46)

где = 1120 кг - масса электротали, выберем из каталога наиболее близкую электроталь ТЭ 6300;

D_к = 190 см - диаметр ходового колеса;

d_к - диаметр цапфы, для подшипников качения средний диаметр цапфы d_к=(0,2…0,25)·D_k =4 см ;

= 0,04 см - коэффициент трения качения колеса по рельсу с выпуклой головкой;

f = 0,015 - коэффициент трения в шарикоподшипниках опоры;

k_p = (2,0…2,5) - коэффициент, учитывающий дополнительные сопротивления от трения реборд и торцов ступиц ходовых колёс, для подшипников качения k_p = 2,5;

.

Сопротивление движению от уклона пути:

(1.47)

где грузоподъемность;

масса электротали;

.

Полное статическое сопротивление передвижению электротали:

(1.48)

где сопротивление трения при движении электротали;

сопротивление движению от уклона пути;

.

Статическая мощность для перемещения тележки с грузом:

, (1.49)

где полное сопротивление передвижению электротали;

- КПД передачи при полной нагрузке.

скорость передвижения электротали;

.

Принимаем двигатель АО2-51-6 У3 (исполнения 3081, фланцевый 5-го габарита)- трёхфазный асинхронный короткозамкнутый N_дв =5,5 кВт, I_р = 0,01 кгм², n_дв = 1000 об/мин..

Число оборотов ходового колеса:

, (1.50)

об/мин.

Передаточное число редуктора:

, (1.51)

.

Фактическое передаточное число:

, (1.52)

.

Отклонение передаточного числа:

;

.

Фактическая скорость передвижения тележки:

; (1.53)

.

Отклонение скорости:

;

.

Номинальный момент двигателя:

; (1.54)

Нм.

Статический момент при нагруженной тележке:

; (1.55)

Нм.

Наибольший пусковой момент [1,стр. 35,87]:

, (1.56)

где -набольший коэффициент пусковой перегрузки;

.

Наименьший пусковой момент:

, (1.57)

где -наименьший коэффициент пусковой перегрузки двигателя;

.

Средний коэффициент пусковой перегрузки:

; (1.58)

.

Средний пусковой момент:

; (1.59)

.

Приведённый момент инерции тележки механизма передвижения с грузом:

, (1.60)

где - момент инерции на шестерни, закрепленной на валу двигателя;

-коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс привода механизма, [1,стр 25],принимаем ;

кгм²;

кгм².

Максимально допустимое ускорение по условию сцепления колёс с двутавром определим по формуле:

, (1.61)

где z_пр = 2 - число приводных колёс;

z = 6 - общее число колёс;

= 0,15 - коэффициент сцепления колеса с рельсом для механизмов, работающих в закрытых помещениях;

k = 1,2 - коэффициент запаса сцепления без ветровой нагрузки [1,табл.1.27];

D_к = 19 см - диаметр ходового колеса;

d_к - диаметр цапфы, для подшипников качения средний диаметр цапфы d_к=(0,2…0,25)·D_k =4 см ;

= 0,04 см - коэффициент трения качения колеса по рельсу с выпуклой головкой;

f = 0,015 - коэффициент трения в шарикоподшипниках опоры;

k_p = (2,0…2,5) - коэффициент, учитывающий дополнительные сопротивления от трения реборд и торцов ступиц ходовых колёс, для подшипников качения k_p = 2,5.

м/с²

Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления:

, (1.62)

с.

Фактическое время пуска механизма передвижения без груза:

где момент статических сопротивлений на валу двигателя;

; (1.63)

.

.

Фактическое ускорение механизма без груза при пуске:

.

РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ КРАНА

Общий расчет механизма передвижения крана заключается в подборе и расчете ходовых колес, определении сопротивлений передвижению, выборе электродвигателей, редукторов, муфт и тормозов.

Кинематическая схема механизма передвижения крана представлена на рисунке 1.11.

Рисунок 1.11 Кинематическая схема механизма передвижения крана 1 - электродвигатель; 2 - упругая втулочно-пальцевая муфта с тормозным шкивом; 3 - редуктор; 4 - зубчатая муфта; 5 - ходовое колесо

Определение сопротивлений передвижению крана

Ориентировочная масса велосипедного крана [1, с.13]:

, (1.64)

где Q = 6300 - масса номинального груза, кг;

L = 6,3 - вылет крана, м;

.

Наибольшее давление на ходовые колеса:

(1.65)

где Q=6300 -вес груза, кг;

=1120- вес тележки, кг;

=11340 - вес крана, кг;

=2- число колес, воспринимающих вертикальную нагрузку;

.

По таблице 2.11 [2, с. 39] выбираем рекомендуемый диаметр ходовых колес при максимальной статической нагрузки на колесо

Диаметр цапфы колеса принимается равным (0,25-0,3),

Коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам с плоской головкой м = 0,0005м (по таблице1.28 [1, стр. 73]).

Коэффициент трения в подшипниках качения ходовых колес f = 0,02 (подшипники конические).

Диаметр цапфы вала ходового колеса:

Примем также

Общее сопротивление передвижению крана, согласно [1, 2.39] и [1, 2.40],

, (1.66)

где коэффициент, учитывающий дополнительные сопротивления от трения реборд ходовых колес и торцов ступиц колеса;

масса металлоконструкции крана;

грузоподъемность крана;

ускорение свободного падения;

коэффициент трения в подшипниках качения ходовых колес;

диаметр цапфы вала ходового колеса;

коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам;

диаметр ходового колеса;

Выбор электродвигателя и редуктора

Для проектируемого велосипедного крана грузоподъемностью 6,3 т., целесообразно использовать два привода механизма передвижения. Поэтому при расчете мощности электродвигателя, общее сопротивления передвижению крана делится на два привода.

Статическая мощность одного привода по формуле [1, 2.42] при [1, таблица 1.18]:

(1.67)

где общее сопротивление передвижению крана, приходящееся на один привод;

скорость передвижения крана;

КПД;

Из таблицы [1, III.3.5] выбираем крановый электродвигатель типа MTF 012-6 мощностью P=3,6 кВт при ПВ = 25% с частотой вращения n = 840 об/мин. Момент инерции ротора 0,029 кг•мІ.

Номинальный момент двигателя:

, (1.68)

где номинальная мощность электродвигателя;

частота вращения ротора;

Частота вращения ходового колеса:

(1.69)

где диаметр ходового колеса.

скорость передвижения крана;

Требуемое передаточное число привода, согласно [1, 2.36];

, (1.70)

где частота вращения ротора электродвигателя;

частота вращения ходового колеса;

.

Исходя из мощности и требуемого передаточного числа, выбираем редуктор типа ВК-550 с передаточным числом , мощностью на быстроходном валу P=10 кВт при среднем режиме работе и с частотой вращения быстроходного вала n =600 .

Выбор муфты, соединяющей двигатель с редуктором

Номинальный момент, передаваемый муфтой двигателя, принимается равным моменту статических сопротивлений, согласно [1, 1.29],

, (1.71)

где диаметр ходового колеса.

общее сопротивление передвижению крана;

КПД;

передаточное число редуктора;

Расчетный момент для выбора муфты:

, (1.72)

где k₁=1,2 - коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма [1, с.42];

k₂=1,2 - коэффициент, учитывающий режим работы механизма [1, с.42];

.

Из таблицы III.5.6 [1, с. 338] выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту с номинальным крутящим моментом 125 Н*м. Диаметр муфты D=120 мм, момент инерции I_м=0,125 кгм².

Выбор муфты, соединяющей редуктор с приводным колесом

Номинальный момент на тихоходном валу редуктора:

, (1.73)

где диаметр ходового колеса;

общее сопротивление передвижению крана;

Расчетный момент для выбора муфт:

, (1.74)

где k₁=1,2 - коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма [1, стр.42];

k₂=1,2 - коэффициент, учитывающий режим работы механизма [1, стр.42];

Выбираем по ГОСТ 5006 зубчатую муфту №2 с наибольшим передаваемым крутящим моментом 1400 Н*м и моментом инерции муфты I_м=0,05 кгм².

Определение тормозных моментов и выбор тормоза

Максимальное допустимое замедление крана при торможении:

; (1.75)

Время торможения крана без груза:

Сопротивление при торможении крана без груза:

(1.76)

Момент статических сопротивлений на тормозном валу при торможении крана:

(1.77)

Момент сил инерции при торможении крана без груза:

(1.78)

Расчетный тормозной момент на валу тормоза:

(1.79)

Выбираем тормоз ТКГ-200, с тормозным моментом 250 Нм, диаметром тормозного шкива D_T = 200 мм [1,стр.341]. Масса тормоза 21 кг. Регулировкой можно получить требуемый тормозной момент = Н*м.

расчет Механизма поворота

Для проектного расчета механизма поворота зададимся такими величинами как массы вращающихся частей крана:

- масса стрелы: m_cт = 790 кг,

- масса механизма подъема крана m_мп 1120 кг,

- масс механизма поворота крана m_п 200 кг.

На рисунке 1.12 представлена кинематическая схема механизма поворота крана.

Рисунок 1.12 Кинематическая схема механизма поворота крана 1 - электродвигатель, 2 - МУВП с тормозным шкивом, 3 - редуктор

Массой поворотной колонны крана можно пренебречь, в виду ее небольших размеров.

Вертикальная нагрузка на опорный подпятник (упорный шарикоподшипник):

, (1.80)

где m_г = 6300 - масса поднимаемого груза, кг;

m_cт = 790 - масса стрелы, кг;

m_мп =1120 - масса механизма подъема крана, кг;

m_п = 200 - масса механизма поворота крана, кг;