Устройство механизма подъема. Крюк

 

Они устанавливаются  с шагом в 60^о.

 

Для уменьшения нагрузки на прижимные планки правилами предусматриваются наличие запасных винтов крепления. С учётом влияния этих витков усилие в канате перед прижимной планкой  можно определить по формуле Эйлера:

 

                                                                                         (22)

Где е – основание  натуральных логарифмов;

 

f  = 0,1…..0,16 – коэффициент трения каната о барабан;

 

а – угол обхвата барабана витками трения (при а = 3п; е^0,1*3п = 2,5)

 

 

С учётом всех сил трения, которые удерживают канат на барабане, усилие в одном болте может быть найдено по формуле:

 

                                                               (23)

Где  z = 2 – число болтов;

f₁ = 0,24 – коэффициент трения каната о канавку при клиновой планке;

 

 

Обычно при диаметре канавки 17,5мм применяют болты М20.

 

Применяемый болт проверяем  на растяжение:

 

                                                             (24)

 

Где: 1,3 – коэффициент  учитывающий крученее и изгиб болта;

 

k_з = 1,8 - коэффициент запаса крепления;

 

S_б – площадь сечения болта, см²;

 

[G_p] = 117 МПа - допускаемое напряжение растяжения для Ст3

 

=117 МПа; - условие выполняется.

 

 

 

 

 

 

10. Выбор способа  крепления редуктора с барабаном  и расчёт оси барабана

 

Соединение вала барабана с выходным валом редуктора может  производиться при помощи зубчатых муфт, допускающих значительную несоостность соединяемых валов. Эти муфты характеризуются высокой надёжностью, но имеют большие габариты. Поэтому в современных конструкциях механизмов подъёма мостовых кранов для обеспечения компактности широко применяется специальное зубчатое зацепление.

 

 

 

 

 

 

В этом случае конец тихоходного  вала редуктора выполняется в  виде зубчатого венца, входящего  в зацепление с другим венцом, укреплённым  непосредственно на барабане. При  таком соединении крутящий момент передаётся через болты, соединяющие венец-ступицу с обечайкой барабана, и следовательно, вал барабана работает только на изгиб. В этом случае вал превращается в ось, т.к. не передаётся крутящий момент.

 

Нагрузка на ось барабана создаётся усилием двух ветвей каната, которые наматывающихся на барабан (весом самого барабана можно пренебречь) таким образом, суммарная нагрузка на барабан составляет:

 

F_сум = 2 * F_max

 

Где:  F_max  - максимальная усилие в канате;

 

Fсум = 2 * 33,372 = 66,744 кН

 

Нагрузка от барабана на ось передаётся через ступицу. Для предварительного расчёта можно пренебречь эти нагрузки, сосредоточенные по серединам ступиц и цапфы.

 

Для левой ступицы:

 

Т₁ = 0,55 * 2 * F_max

 

T1 = 0,55 *2 * 33372 = 36616 Н

 

Для правой ступицы:

 

Т₂ = 0,45 * 2 * F_max

 

T2 = 0,45 * 2 * 33372 = 30035 кН

 

Расчёт оси барабана сводится к определению диаметра цапф ( d_ц ) и ступицы

( d_ст ).

 

Максимальный изгибающий момент (под правой ступицей) будет  равен:

 

M_max = R_B * l₂    [Н*мм]

 

где: R_B – реакция правой опоры, и находится из условия равновесия

 

 

Где: l₁ и l₂ – расстояние опор до точек приложения сил предварительно принимающих значения:

 

l₁ = 120 мм

 

l₂ = 200 мм

l – длинна оси

 

Ориентировочно:

 

l = l_б + 150 мм – длина оси барабана

 

l = 2617,4 + 150 = 2767,4 мм

 

Тогда:

 

 

Следовательно:

 

Mmax = 30324 * 200 = 6064800 Н мм

 

Проверка:

 

 

 

R_A + R_B – T₁ – T₂ = 0

 

36327 + 30324 – 36616 – 30035 = 0

 

Допускаемое напряжение при симметричном цикле:

 

                                                                                            (25)

Где: с_-1 = 260 мПа – предел выносливости для Ст.45.

- коэффициент учитывающий конструкцию  детали (2,0…2,8)

[n] – допускаемый коэффициент запаса прочности для лёгкого режима работы [n] = 1,4

 

 

Условие работы оси на изгиб  в симметричном цикле:

 

                                                                                 (26)

 

W – момент сопротивления расчётного сечения , см²

 

М - изгибающий момент в  расчётном сечении Н*см

 

Подставляем значения в  формулу (25) и находим необходимый  диаметр ступицы:

 

 

 

 

В целях унификации и  сокращении трудоёмкости изготовления оси для левого конца, можно применить  те же размеры что и для правого.

 

Поскольку изгибающий момент в опасном сечении цапф значительно меньше максимального, то диаметр цапф можно принять конструктивно, исходя из выбранного диаметра ступицы.

 

Исходя из технологических  соображений и с целью уменьшения концентрации напряжения переход диаметров не должен превышать 10...15 мм.

 

Следовательно диаметр  цапфы можно принять:

 

d_ц = d_ст  - (10...15)  мм

 

dп = 86,8 – 10,8 = 76 мм

 

Окончательный диаметр  цапф уточнится при выборе подшипников.

 

 

 

 

 

 

11. Расчёт подшипников  оси барабана

 

Для компенсации несоостности опор вал барабана помещается на самоустанавливающихся сферических двухрядных шариковых или роликовых подшипниках (ГОСТ  5720-75 и ГОСТ 5721-75).

 

Эквивалентная нагрузка на правый подшипник может быть определена по формуле:

 

P_экв = R_B * k_д * k_пр * k_г  [H]                                                                                 (27)

 

Где: k_г =1 – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца;

 

k_д – динамический коэффициент (k_д = 1,2 для механизмов подъёма);

 

k_пр – коэффициент приведения, учитывающий работу крана (k_пр = 0,60 для лёгкого режима);

 

R_B – нагрузка на правый подшипник, Н (соответствует реакции опоры);

 

Pэкв = 30324 * 1 * 0,6 * 1,2 = 21833,3 Н

 

Расчётная динамическая грузоподъёмность подшипника определяется по формуле (17);

 

 

 L = 2,3 млн. об. (долговечность подшипника);

 

 

 

При: условии что :

 

Поскольку в левом  подшипнике вращаются оба кольца (подшипник служит только опорой), то его можно рассчитывать по статической  грузоподъёмности.

 

C_o = R_А * k_д * k_пр  [H]

 

Где: R_А – нагрузка на левый подшипник, Н (соответствует реакции опоры);

 

Сo = 36327 *1,2 *0,6 = 26155,4 Н

 

При условии что:

 

В целях унификации оба  подшипника можно принять одинаковыми.

 

Для осей барабана обычно применяют радиальные сферические двухрядные шариковые подшипники по ГОСТ 5720-75

 

Выбираем типоразмер: 1220

 

d = 100 мм

 

D = 180 мм

 

B = 34 мм

 

C = 54400 Н

 

C0  =41200 Н

 

Полученные данные уточняем диаметром цапфы  d_ц = 76 мм;

 

Для правого подшипника:         28820,1 Н < 54400 Н      

 

Для левого подшипника:          26155,4 Н < 32400 Н

 

      

12. Расчёт и  выбор электродвигателя

 

Электродвигатель является наиболее ответственной частью механизма  подъёма, так как является источником движущей силы.

 

Статическая мощность при подъёме номинального груза равна:

 

                                                                                 (28)

 

n₀ = 0,85 – КПД механизма подъёма;

 

V = скорость подъёма крана;

 

 

В кранах общего назначения выбор электродвигателя рекомендуется производить по приведённой и эквивалентной мощности, так как кран большую часть времени работает с грузами, вес которых не максимален.

 

Эквивалентную мощность определяем по формуле:

 

P_экв = P_ст * k_пр      [кВт]                                                                                           (29)

 

Pэкв = 72,06 * 0,6 = 43,24 кВт

 

Выбираем электродвигатель: МТВ512-8 (табл.13)

 

Мощность на валу: N = 40 кВт

 

Частота вращения: n = 725 мин^-1

 

Максимальный момент: Mmax = 1550 Н м

 

Маховый момент ротора: 5,7 кг м²

 

 

13. Выбор редуктора

 

Редуктор выбирается по статической мощности, передаточному отношению, и частоте вращения вала и режиму работы.

 

Мощность редуктора определяем по формуле:

 

 P_р = P_ст * k_р      [кВт]                                                                                           (30)

 

k_р = 1 – коэффициент запаса (для редукторов типа Ц2);

 

Pр = 72,06 * 1 = 72,06 кВт

 

Передаточное отношение  находим по формуле:

 

  

 

n_дв – частота вращения двигателя, мин^-1

 

n_Б – частота вращения барабана, мин^-1

 

 

D = 370 мм – диаметр барабана;

 

 

Следовательно:

 

 

Выбираем редуктор Ц2-500 (табл.15)

 

 

14. Расчёт узла  соединения редуктора с барабаном

 

В принятом способе соединения вала редуктора с барабаном, крутящий момент передаётся через призонные  болты, установленные в отверстие  без зазора.

 

В этом случае болты работают на срез, напряжение которого рассчитывается по формуле:

 

 

Где: М_б – крутящий момент на барабане;

 

D_окр = (1,3…1,4) * D₃

 

D₃ – диаметр окружности зубчатого венца вала редуктора (339 мм) (табл.)

 

D_окр = 1,3 * 339 = 440,7 мм=0,441м

 

Принимаем: D_окр = 440,7 мм;

 

 

Dбар = 370 мм

 

 n_пл = 0,975 - КПД полиспаста;

 

 

Тогда:

 

 

Следовательно:

 

< 70,2 МПа

 

 

15. Расчёт и  выбор муфты

 

В механизме подъёма  необходимо выбрать муфту для  соединения вала электродвигателя с валом редуктора.

 

Муфта выбирается по расчётному крутящему моменту:

 

                                                                  (32)

 

Где: D_б = 360 мм – диаметр барабана;

 

k_о – коэффициент учитывающий степень ответственности механизма (для механизма подъёма k_о = 1,3);

 

k_р – коэффициент учитывающий режим работы (для лёгкого режима работы k_р = 1,1)

 

 

16. Расчёт и выбор тормоза

 

Тормоз устанавливается  на быстроходном валу редуктора (с наименьшим крутящим моментом).

 

Расчётный тормозной  момент на этом валу будет равен:

 

                                                                  (33)

 

Где: k_т = 1,5 – коэффициент запаса торможения для лёгкого режима;

 

D_б = 360 мм – диаметр барабана;

 

no = 0,85 – общий КПД механизма подъёма;

 

i = 17,55 – передаточное отношение;

 

 

 Колодочный тормоз (табл.17)

 

Мт Мт табл.

 

800,96 Н м 1500 Н м

 

ТКТГ – 400

 

Диаметр тормозного шкива = 400 мм