Раздел i. грузоподъемные машины

ОГЛАВЛЕНИЕ

ПРЕДИСЛОВИЕ.. 3

РАЗДЕЛ I. ГРУЗОПОДЪЕМНЫЕ МАШИНЫ... 4

Глава 1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТОВ ГРУЗОПОДЪЕМНЫХ МАШИН.. 4

1.1. ПАРАМЕТРЫ И РЕЖИМЫ РАБОТЫ ГРУЗОПОДЪЕМНЫХ КРАНОВ.. 4

1.2. ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ РАСЧЕТА ГРУЗОПОДЪЕМНЫХ КРАНОВ.. 10

1.3. ВЕТРОВАЯ И СНЕГОВАЯ НАГРУЗКИ.. 17

1.4. СТАТИЧЕСКИЕ СОПРОТИВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМОВ КРАНОВ.. 20

1.5. СОПРОТИВЛЕНИЯ В МЕХАНИЗМАХ ГРУЗОПОДЪЕМНЫХ МАШИН В ПЕРИОДЫ НЕУСТАНОВИВШЕГОСЯ ДВИЖЕНИЯ.. 21

1.6. РУЧНОЙ ПРИВОД ГРУЗОПОДЪЕМНЫХ МАШИН.. 30

1.7. ВЫБОР, ПРОВЕРКА И ОБОЗНАЧЕНИЕ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕЙ.. 31

1.8. ВЫБОР И ОБОЗНАЧЕНИЕ РЕДУКТОРОВ.. 36

1.9. ВЫБОР И ОБОЗНАЧЕНИЕ СОЕДИНИТЕЛЬНЫХ МУФТ. 37

1.10. ВЫБОР И РАСЧЕТЫ СТОПОРЯЩИХ И ТОРМОЗНЫХ УСТРОЙСТВ [2] 39

Глава 2. РАСЧЕТЫ МЕХАНИЗМОВ ГРУЗОПОДЪЕМНЫХ МАШИН.. 48

2.1. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА ГРУЗА.. 48

2.2. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ.. 60

2.3. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ИЗМЕНЕНИЯ ВЫЛЕТА.. 66

2.4. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОВОРОТА.. 70

Глава 3. ПРИМЕРЫ РАСЧЕТОВ МЕХАНИЗМОВ ГРУЗОПОДЪЕМНЫХ МАШИН.. 77

3.1. ПРИМЕР РАСЧЕТА МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА ГРУЗА.. 77

3.2. ПРИМЕР РАСЧЕТА МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ.. 81

3.3. ПРИМЕР РАСЧЕТА МЕХАНИЗМА ИЗМЕНЕНИЯ ВЫЛЕТА СТРЕЛЫ... 85

3.4. ПРИМЕР РАСЧЕТА МЕХАНИЗМА ПОВОРОТА.. 89

ПРЕДИСЛОВИЕ

В первых двух разделах справочника излагаются общие расчеты механизмов подъемно-транспортных машин, методика выбора и проверки электродвигателей, редукторов, муфт, тормозов и расчеты наиболее характерных специальных деталей подъемно-транспортных машин (канатов, грузоподъемных и тяговых цепей, барабанов, конвейерных лент и др.), последовательность расчета каждого механизма. Приведется необходимые сведения о нормативных документах, значениях расчетных величин и др. В конце первого раздела даны примеры расчета основных механизмов грузоподъемных машин (подъема груза, передвижения, изменения вылета, поворота), а в конце второго — примеры расчета конвейеров. В третьем разделе приводятся справочные данные о применяемых в подъемно-транспортных машинах основных стандартных и нормализованных узлах и специальных деталях (электродвигателях, редукторах, муфтах, тормозах, канатах, цепях и др.).

Второе издание книги обусловлено появлением новых нормативных материалов, используемых в расчетах подъемно-транспортных машин, вводом в действие международной системы единиц физических величин (СИ) и дополнением книги расчетами имеющих широкое распространение крутонаклонных, скребковых, подвесных, тележечных и качающихся конвейеров. Во втором издании справочник значительно переработан, учтены замечания и предложения, полученные после выхода первого издания. При работе над книгой использованы работы известных ученых в области расчетов подъемно-транспортных машин А.О. Спиваковского, Н.Ф. Руденко, A. А. Вайнсона, М. П. Александрова, B. К. Дьячкова, Р.Л. Зенкова, а также другие материалы из указанной в прилагаемом перечне литературы.

Справочник написали: А. В. Кузьмин — параграф 1.10; гл. 3, 7, 9... 11, 15 и 16; Ф. Л. Марон — гл. 1 (кроме § 1.10), 2, 4...6, 8, 12...14. Остальная часть книги написана авторами совместно.

Авторы

РАЗДЕЛ I. ГРУЗОПОДЪЕМНЫЕ МАШИНЫ

Глава 1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТОВ ГРУЗОПОДЪЕМНЫХ МАШИН

Глава 2. РАСЧЕТЫ МЕХАНИЗМОВ ГРУЗОПОДЪЕМНЫХ МАШИН

РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОВОРОТА

Общий расчет механизма поворота. Он заключается в определении нагрузок на опоры поворотной части крана, в определении сопротивлений вращению, выборе двигателя, редуктора, муфт, тормоза и расчете конечного звена передачи — зубчатой, цевочной или канатной.

Момент сопротивления вращению поворотной части крана на валу двигателя в период пуска (разгона)

Тпуск = Тин + Тс = Тин + (Тукл+ Тв+ Ттр) ,

(2.81)

где Т_ин — момент сопротивления от сил инерции при пуске [см. (1.65)]; Т_укл — момент статического сопротивления от веса крана и груза относительно оси вращения крана при нахождении крана на уклоне; Т_в — момент статического сопротивления от ветравой нагрузки относительно оси вращения крана; Т_тр — момент статического сопротивления от сил трения относительно оси вращения крана; Т_с, и, h — [см. формулу (1.32)].

Наибольший момент сопротивления (Н·м) вращению от веса поворотной части крана и груза при нахождении крана на уклоне

Тукл = (тповlпов+QR)g sin a,

(2.82)

где т_пов — масса поворотной части крана, кг: т_пов = т_пл + т_пв + т_б+ т_с (соответственно масса поворотной платформы, противовеса с противовесной стрелой, башни, стрелы); l_пов — расстояние от оси вращения крана до центра тяжести поворотной части крана, м;

lпов = ,

L_пл, l_пв, l_б и l_с — соответственно расстояния от оси вращения крана до центра тяжести соответственно платформы, противовеса, башни и стрелы, м; Q — масса груза при номинальной грузоподъемности (см. параграф 1.1), кг; R — вылет крана, м; a—угол наклона пути крана.

Наибольший момент сопротивления (Н·м) вращению поворотной части крана от ветровой нагрузки относительно оси вращения крана

Тв = ,

(2.83)

где F , F — ветровые нагрузки на кран и груз (1.3), Н; — расстояние от оси вращения до центра тяжести площади наветренной поверхности крана, м.

Момент сопротивления (Н·м) вращению поворотной части крана от сил трения относительно оси вращения крана

Ттр = ,

(2.84)

где F_i, f_i, r_i — опорные нагрузки (см. ниже), Н, коэффициенты трения [см. пояснения к формулам (1.81) и (1.82)], радиусы действия сил трения опор поворотной части крана, м.

Статическая мощность (кВт) двигателя привода механизма поворота крана

Pc = ,

(2.85)

где Т_с — момент статических сопротивлений вращению поворотной части крана относительно оси вращения крана, Н·м: Т_с = Т_укл + Т_в + Т_тр [см. (2.81)]; п_пов — частота вращения поворотной части крана, мин^-1; h — КПД привода механизма поворота (см. табл. 1.18).

Двигатель предварительно выбирают по статической мощности Р_с, принимая при этом из каталога ближайший больший по мощности. После определения необходимого пускового момента механизма поворота Т_пуск [см. (2.81)] согласно формуле (2.85) определяют по этому моменту необходимую мощность двигателя при пуске Р_пуск. Необходимая номинальная мощность двигателя может быть определена из условия Р_дв³ k Р_пуск, где k — коэффициент, учитывающий допустимую перегрузку двигателя в период пуска (k = 0,35...0,5). Затем двигатель проверяется согласно указаниям параграфа 1.7.

Момент сопротивления (Н·м) при торможении (тормозной момент) механизма поворота крана на валу тормоза при неблагоприятном сочетании нагрузок

Тт = Т - Т = Т - (Ттр - Тв- Тукл) hт/ит,

(2.86)

где Т — см. формулу (1.66) и пояснения к формулам (1.60), (1.62), (1.64), (1.66); Т — момент статических сопротивлений повороту вращающейся части крана на валу тормоза при торможении, Н·м:

Т = (Ттр - Тв- Тукл) ,

(2.86)

Рис. 2.15. Расчетные схемы кранов: а — с поворотной колонной, б — с неподвижной колонной

Предохранительная фрикционная муфта привода механизма поворота крана рассчитывается на момент

Тпр= (1,1…1,2) Т ,

(2.87)

где Т — момент, передаваемый двигателем предохранительной фрикционной муфте в период пуска механизма поворота.

Опорно-поворотное устройство кранов с расположением опор в вертикальной плоскости (рис. 2.15). Нагрузки:

на опоры А и С:

FА = FС = ;

(2.88)

на опору В:

FВ = (Q + mc + mпв)g;

(2.89)

где Q — масса груза, кг; m_c — масса стрелы (поворотной части крана без противовеса и противовесной стрелы), кг; m_пв — масса противовеса и противовесной стрелы, кг; l_с и l_пв — расстояния от оси вращения крана до центра тяжести соответственно стрелы и противовеса, м.

Массу противовеса для крана с постоянным вылетом стрелы можно принять

mпв = ,

(2.90)

где j = k_г/( k_г + l); k_г — коэффициент использования крана по грузоподъемности (см. табл. 1.7).

Момент сопротивления (Н·м) вращению от сил трения в этих опорах относительно оси вращения крана

Ттр =0,5 (FAfAdA + FBfBdB + FCfCdC),

(2.91)

где d_A, d_B, d_C — диаметры цапф опор; f_A, f_B, f_C — коэффициенты трения в соответствующих опорах.

Если в опоре применяются опорные колеса (опора A, рис. 2.15 и 2.16), момент сопротивления вращению (Н·м) относительно оси колонны в такой опоре при двух опорных колесах

ТтрА = ,

(2.92)

где F_A — опорная нагрузка, Н [см. (2.88)]; b — угол между опорными колесами; D_A — диаметр круга катания в опоре, м; D_к — диаметр колеса, м; m — коэффициент трения качения ролика по кругу катания (по колонне): m = 0,0003...0,0007 м; d_к, f — см. пояснения к формуле (1.82).

В этой формуле знак плюс перед цифрой 1 при неподвижной колонне (внешняя опора), знак минус — при вращающейся колонне (внутренняя опора).

Опорные колеса рассчитываются на контактную прочность.

При линейном контакте колеса с плоской опорной поверхностью катания (рельс с плоской головкой) контактные напряжения (Па)

sН = 0,167kf ;

(2.93)

при точечном контакте колеса с выпуклой опорной поверхностью катания (рельс с выпуклой головкой)

sН = kkf ,

(2.94)

где k_f — коэффициент, учитывающий влияние трения на работу опорных колес. При режимах работы: легком k_f = 1,0, среднем — k_f = 1,04... 1,06, тяжелом k_f = 1,06...1,1; F_p — расчетная нагрузка на колесо, Н:

Fp = kН kДF;

(2.95)

k_Н — коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине рельса: для рельсов с плоской головкой k_Н = 2, с выпуклой головкой — k_Н = 1,1; k_Д —коэффициент динамичности, зависящий от скорости передвижения колеса u. При u (м/с) менее 1; 1…1,5; 1,5...3; более 3 k_Д соответственно равен 1,0; 1,1; 1,2; 1,3. F — максимальная нагрузка на колесо при номинальных нагрузках на кран в рабочем состоянии, Н; Е - приведенный модуль упругости материала колеса и рельса, Па:

Е = ,

(2.96)

Е₁ и Е₂ — модуль упругости материала соответственно колеса и рельса, Па; b — рабочая ширина головки рельса без учета закруглений, м; R – радиус колеса, м; k — коэффициент, зависящий от отношения R₂/R < 1; R₁— больший из радиусов колеса и скругления (выпуклости головки рельса, м; R₂ — меньший из радиусов колеса и скругления головки рельса, м:

k » 0,09 .

(2.97)

Рис. 2.16. Расчетная схема опорных нагрузок на катки крана с неподвижной колонной	Рис. 2.17. Расчетные схемы опорно-поворотного устройства: а — нагружения; б — опорного участка; в — для установления расчетного пролета, определяющего опорные реакции

Допускаемые контактные напряжения [ан] составляют 0,7...0,9 предела текучести материала колеса 25·10⁷...32·10⁷ Па. Подробнее см. [1].

Опорно-поворотные устройства кранов с расположением опор в горизонтальной плоскости (рис. 2.17). Все действующие на опорно-поворотные устройства силы можно свести к вертикальной силе F_B, приложенной по оси опорно-поворотного устройства, горизонтальной силе F_г, приложенной к опорным элементам по центру тяжести тел качения и к моменту М, определяемому из условия

M = FвL + Fгh,

(2.98)

где L и h — см. рис. 2.17.

Средняя нагрузка (Н) на один опорный элемент в секторе с углом b опорно-поворотного устройства:

а) каткового (опорная реакция вертикальна)

F = ;

(2.99)

б) шарикового или роликового (опорная реакция наклонена под углом g к вертикали)

F = ,

(2.100)

где — число опорных элементов в секторе с углом b; D_ср — диаметр опорного круга по средней линии качения (диаметр беговой дорожки тел качения), м; b — центральный угол между точками пересечения окружности диаметром D_ср с осями продольных (хребтовых) балок рамы неповоротной части крана (см. рис. 2.17); g — угол наклона опорной реакции к вертикали.

Для опорно-поворотного устройства шарикового, роликового и многокаткового

= zb/(2p),

(2.101)

где z — общее количество опорных элементов в опорно-поворотном устройстве (шариков, роликов, катков).

Для опорно-поворотного устройства с опорными колесами равно 2 или 4 (по два колеса на балансире).

Для опорно-поворотных устройств с кольцами из хромистой или марганцовистой стали, при твердости рабочей поверхности 47...55 HRC, со стандартными шариками или роликами (диаметр ролика равен его длине) предельная допустимая нагрузка (МН):

на шарик

Fш = 45d ,

(2.102)

на ролик

Fp = 45d ,

(2.103)

где d_ш, d_p — диаметр соответственно шарика и ролика, м.

Момент сил трения (Н·м) в шариковых и роликовых опорно-поворотных устройствах относительно оси вращения может быть принят равным

Ттр = .

(2.104)

Момент сил трения (Н·м) в опорно-поворотных устройствах многокатковых и с опорными колесами может быть принят равным

Ттр = Fв ,

(2.105)

где D_к, d_к, m, f — см. пояснения к формулам (1.81) и (1.82).

Примерная последовательность расчета механизма поворота:

1) определяются опорные нагрузки по (2.88), (2.89), (2.99), (2.100);

2) определяются моменты сопротивления вращению от уклона пути, ветровой нагрузки и сил трения по (2.82), (2.83), (2.91), (2.105);

3) определяется статическая мощность двигателя по (2.85) и выбирается двигатель (см. параграф III.3);

4) определяется общее передаточное число привода согласно (2.36) при п_б = п_пов и составляется кинематическая схема механизма;

5) определяется расчетная мощность редуктора по (1.101) или (1.102);

6) определяются расчетные моменты соединительных муфт [см: (1.33) и (1.103)] и выбираются муфты (табл. III.5.1...III.5.9);

7) определяется время пуска (торможения) по (1.76) и проверяется соответствие его данным табл. 1.21;

8) определяется момент сопротивления вращению поворотной части крана на валу двигателя при пуске по (2.81);

9) определяется необходимая мощность двигателя при пуске согласно (2.85) при Т_с = Т_пуск и производится его проверка согласно пояснениям к формуле (2.85);

10) проверяется двигатель на нагрев (см. параграф 1.7);

11) определяется момент сопротивления на валу тормоза при торможении по (2.86) и выбирается тормоз по табл. III.5.11... Ш.5.14;

12) производится расчет на прочность отдельных элементов механизма (опорных колес, предохранительной фрикционной муфты и др.).

Глава 3. ПРИМЕРЫ РАСЧЕТОВ МЕХАНИЗМОВ ГРУЗОПОДЪЕМНЫХ МАШИН

ПРИМЕР РАСЧЕТА МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА ГРУЗА

Рассчитать механизм подъема груза электрического мостового крана грузоподъемностью Q = 5 т для перегрузки массовых грузов. Скорость подъема груза u_г = 0,25 м/с. Высота подъема Н = 15 м. Режим работы — средний, ПВ = 25% (группа 4 режима работы по табл. 1.8).

Принимаем механизм подъема со сдвоенным двукратным полиспастом (см. табл. 2.2).

Усилие в канате, набегающем на барабан [см. (2.1)],

Fб = = 12 386 Н.

Поскольку обводные блоки отсутствуют, по формуле (2.3)

hо = hп = = 0,99,

где h_бл = 0,98 (см. табл. 2.1).

Расчетное разрывное усилие в канате [см. (2.6)] при максимальной нагрузке на канат F_к= F_б = 12 386 Н и k = 5,5

F = 12 386 · 5,5 = 68 123 Н.

С учетом данных табл. 2.5 из табл. III.1.1 выбираем по ГОСТ 2688—80 канат двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6´19(1 + 6 + 6/6+1 о.с.) диаметром d = 11мм, имеющий при маркировочной группе проволок 1764 МПа разрывное усилие F = 68 800 Н.

Канат грузовой (Г), первой марки (1), из проволоки без покрытия ( - ), правой крестовой свивки ( - ), нераскручивающийся (Н) согласно (2.1) обозначается:

Канат—11—Г—I—H—1764 ГОСТ 2688—80.

Фактический коэффициент запаса прочности каната

kj = = 5,55 > k = 5,5.

Требуемый диаметр барабана по средней линии навитото стального каната [см. (2.9)] D = 11·25 = 275 мм. Принимаем диаметр барабана D = 300 мм.

По табл. III.2.5 выбираем подвеску крюковую типа 1 грузоподъемностью 5 т, имеющую блоки диаметром 320 мм с расстоянием между блоками b = 200 мм.

Длина каната, навиваемого на барабан с одного полиспаста [см. (2.10)] при z₁ = 2, z₂ = 3,

Lк= 15·2 + 3,14·0,3(2 + 3) = 34,7 м.

Рабочая длина барабана для навивки каната с одного полиспаста при t = 12,5 мм, т = 1и j = 1 [см. (2.11)]

Lб= = 0,444 м.

Приняв расстояние между правой и левой нарезками на барабане (длина ненарезной части) равным расстоянию между ручьями блоков в крюковой обойме, т.е. l = b = 0,2 м, найдем полную длину барабана

L = 2Lб + l = 2·0,444+0.2 = 1,088 м.

Минимальная толщина стенки литого чугунного барабана [см. (2.18)] d_min = 0,02·0,289+0,006…0,01 = 0,012...0,016 м = 12...16 мм, где D_б = D - d = 0,3-0,011 = 0,289 м. Принимаем d = 14 мм.

Приняв в качестве материала барабана чугун марки СЧ 15 (s_в=650 МПа, [s_сж]=130 МПа), по формуле (2.16) найдем напряжение сжатия в стенке барабана:

s_сж= = 70,78·10⁶ Па = 70,78 МПа<130 МПа.

Статическая мощность двигателя [см. (2.31)] при h = 0,85

Рс= = 13,46 кВт.

С учетом указаний к формуле (2.31) из табл. III.3.5 выбираем крановый электродвигатель с фазным ротором MTF 211-6, имеющим при ПВ = 25% номинальную мощность Р_ном = 9 кВт и частоту вращения п = 915 мин^-1. Момент инерции ротора I_р = 0,115 кг·м², максимальный пусковой момент двигателя Т_mах = 195 Н·м.

Частота вращения барабана [см. (2.35)] при D_расч = D = 0,3 м

пб= = 31,8 мин-1.

Передаточное число привода

и = п/пб = 915/31,8 = 28,8.

Расчетная мощность редуктора [см. (1.101)] при k_p=l и Р = Р_с

Рр= 1,0·13,46 = 13,46 кВт.

Из табл. Ш.4.2 по передаточному числу и мощности выбираем редуктор цилиндрический, двухступенчатый, горизонтальный, крановый типоразмера Ц2-300 с передаточным числом и_р = 32,42 и мощностью на быстроходном валу при среднем режиме работы Р_р = 14,6 кВт.

Момент статического сопротивления на валу двигателя в период пуска [см. (1.27)] с учетом того, что на барабан навиваются две ветви каната, при h_б = 0,94 и h_пр = 0,9 (ориентировочно)

Тс= = 135 Н·м.

Номинальный момент, передаваемый муфтой, принимается равным моменту статических сопротивлений Т = Т_с = 135 Н·м.

Номинальный момент на валу двигателя по формуле (1.33)

Тном= 9550 = 9550 = 93,9 Н·м.

Расчетный момент для выбора соединительной муфты [см. (1.103)]

Тм= 135·1,3·1,2 = 211 Н·м.

Из табл. III.5.9 выберем ближайшую по требуемому крутящему моменту упругую втулочно-пальцевую муфту № 1 с тормозным шкивом диаметром D_T = 200 мм и наибольшим передаваемым крутящим моментом 500 Н·м.

Момент инерции муфты I_м = 0,125 кг·м². Момент инерции ротора двигателя и муфты I = I_p + I_м = 0,225 + 0,125 = 0,35 кг·м².

Средний пусковой момент двигателя [см. (1.89)] при y_min=1,4.

Тпуск= Тср.п = 93,9 = 163,4 Н·м.

где y_mах = = 2,08.

Время пуска при подъеме груза [см. (1.67)]

tп= = 1,4 с.

Фактическая частота вращения барабана по формуле (2.36)

п = = 28,2 мин^-1.

Фактическая скорость подъема груза по формуле (2.35)

u = = 0,22 м/с

Эта скорость отличается от ближайшего значения 0,2 м/с из стандартного ряда на 10%, что допустимо. Ускорение при пуске, согласно (1.80),

а = = 0,16 м/с2.

Полученные значения t и а соответствуют рекомендациям табл. 1.19 и 1.25.

Поскольку график действительной загрузки механизма подъема не задан, воспользуемся усредненным графиком использования механизма по грузоподъемности (см. рис. 1.1, а), построенным на основе опыта эксплуатации кранов. Определим моменты, развиваемые двигателем, и время его пуска при подъеме и опускании груза в различные периоды работы мехаттнзма. Согласно графику, за время цикла (подъем и опускание груза) механизм будет работать с номинальным грузом Q = 5000 кг — 1 раз, с грузом 0,5Q = 2500 кг — 5 раз, с грузом 0,2Q= 1000 кг — 1 раз, с грузом 0,05 Q = 250 кг — Зраза.

Табл. 3.1. Моменты, развиваемые двигателем, и время его пуска

Наименование показателя	Обозначение	Единица	Результаты расчета при массе поднимаемого груза, кг
КПД (см. рис. 1.2)	h	-	0,85	0,8	0,65	0,5
Натяжение каната у барабана при подъеме груза по (2.1)	Fб	H	12 386
Момент при подъеме груза по (1.27)	Тс	Н·м		71,7	35,3	11,5
Время пуска при подъеме по (1.67)	tп	с	1,4	0,42	0,29	0,24
Натяжение каната у барабана при опускании груза [в формуле (2.1) коэффициент h0 должен быть в числителе]	F	Н	12 195
Момент при опускании груза по (1.28)	Т	Н·м	97,4	51,7	25,5	8,28
Время пуска при опускании по (1.67)	tоп	с	0,15	0,18	0,20	0,22

В табл. 3.1 избыточный момент при опускании груза — сумма среднего пускового момента двигателя и момента статических сопротивлений механизма при опускании груза.

Результаты расчетов приводятся в табл. 3.1.

Средняя высота подъема груза составляет 0,5...0,8 номинальной высоты Н = 15 м. Примем Н_ср = 0,8 Н = 0,8·15= 12 м.

Тогда время установившегося движения

ty = = = 54,5 с.

Сумма времени пуска при подъеме и опускании груза за цикл работы механизма åt_п =1,4 + 5·0,42+1,029 + 3·0,24 + 0,15 + 5·0,18+1·0,2 + 3·0,22 = 6,42 с.

Общее время включений двигателя за цикл åt = 2 (1 + 5 + 1 + 3) t_y + åt_п = = 2 · 10 · 54,5 + 6,42 = 1096,42 с.

Среднеквадратичный момент [см. (1.93)]

Тср = = 60,1 Н·м.

Среднеквадратичная мощность двигателя по (1.92)

Рср = = 5,76 кВт.

Следовательно, условие (1.91) соблюдается (5,76<9).

Момент статического сопротивления на валу двигателя при торможении механизма по (2.27)

Т = = 95,47 Н·м.

Необходимый по нормам Госгортехнадзора момент, развиваемый тормозом [см. (2.38)], при k_т = 1,75 Т_т = 95,47·1,75= 167 Н·м.

Из табл. III.5.11 выбираем тормоз ТКТ-300/200 с тормозным моментом 240 Н·м, диаметром тормозного шкива D_т = 300 мм. Регулировкой можно получить требуемый тормозной момент Т_т = 167 Н·м.

По формуле (1.68) определим время торможения при опускании груза (при подъеме груза это время будет меньше, так как в этом случае момент от веса груза и тормозной момент действуют в одном направлении):

tт = = 0,54 с.

Из табл. 1.22 для среднего режима работы находим путь торможения механизма подъема груза

s = = 0,13 м.

Время торможения в предположении, что скорости подъема и опускания груза одинаковы, согласно (1.75),

t = = 1,18 с > tт = 0,54 с.

Замедление при торможении

ат = = 0,4 м/с2,

что соответствует данным табл. 1.25.

ПРИМЕР РАСЧЕТА МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ

Исходные данные. Рассчитать механизм передвижения электрического мостового крана грузоподъемностью Q = 5 т, предназначенного для перегрузки штучных грузов в закрытом помещении. Пролет крана L = 16 м. Скорость передвижения u_пер = 1,3 м/с. Режим работы средний, ПВ = 25% (группа режима работы 4 по табл. 1.8). Привод центральный с быстроходным валом.

Определение сопротивлений передвижению крана. Согласно рекомендациям параграфа 1.2,ориентировочная масса мостового крана m = 0,96Q + 0,84L = = 0,96·5 +0,8.4·16 = 18,24 т.

По табл. 1.29 найдем рекомендуемый диаметр ходовых колес D_к = 500 мм.

Коэффициент трения качения ходовых, колес по рельсам с плоской головкой m = 0,0005 м (табл. 1.28). Коэффициент трения в подшипниках качения ходовых колес f = 0,02 (подшипники конические).

Диаметр цапфы вала ходового колеса [см. пояснения к формуле (1.81)] d_к = 0,2·500 = 100 мм. Примем также k_p =2,5.

Общее сопротивление передвижению крана, согласно (2.39) и (2.40),

Fпер = Fтр= kp (m + Q) g = 2,5 (18 240 + +5000) 9,81 = 3420 Н.

Выбор электродвигателя, соединительных муфт и редуктора. Статическая мощность привода по формуле (2.42) при h = 0,85 (табл. 1.18)

Рс = = 5,23 кВт.

Из табл. III.3.5 выбираем крановый электродвигатель типа MTF 112-6 мощностью Р = 5,8 кВт при ПВ = 25% с частотой вращения п = 915 мин^-1. Момент инерции ротора 0,021 кг·м².

Номинальный момент двигателя

Тном = 9550 = 9550 = 60,5 Н·м.

Частота вращения ходового колеса

пк = = = 49,66 мин-1.

Требуемое передаточное число привода, согласно (2.36),

и = = = 18,42.

Поскольку в приводе рассчитываемого механизма передвижения должно быть установлено два одинаковых редуктора, на каждый из них (с учетом неравномерности распределения) приходится мощность, равная (0,5...0,6)Р_с, т.е. 2,6...3,1 кВт. Расчётная мощность для выбора редуктора, согласно (1.101) и табл. 1.34, Р_р = k_pP_c = 2,2·3 = 6,6 кВт. Исходя из этой мощности и требуемого передаточного числа, из табл. III.4.16 выбираем для среднего режима работы и частоты вращения быстроходного вала п_б= 1000 мин^-1 редуктор типа ВК-475 с передаточным числом и_р = 19,68 и мощностью Р_р = 8,3 кВт.

Номинальный момент, передаваемый двумя муфтами двигателя, принимается равным моменту статических сопротивлений, согласно (1.29),

Т = Тс = = = 51,1 Н·м.

Расчетный момент для выбора соединительных муфт [см. (1.103)] Т_м = Т k₁k₂ = 51,1·1,2·1,2 = 73,6 Н·м (k1 и k2 см. табл. 1.35). Учитывая, что крутящий момент передается двигателем на две муфты (привод центральным с быстроходным валом) и возможно неравномерное распределение нагрузок между ними, расчетный момент для одной муфты Т_м = 0,6 Т_м = 0,6·73,6 = 44,2 Н·м. Из табл. Ш.5.6 выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту с крутящим моментом 63 Н·м. Диаметр муфты D = 100 мм, момент инерции [см. пояснения к (1.36)] I_м » 0,1тD² = 0,1 · 2 · 0,1² = 0,002 кг·м².

Для трансмиссионного быстроходного вала предусматриваем такие же промежуточные муфты и со стороны ходовых колес. Всего на быстроходном валу предусматривается шесть муфт.

Фактическая скорость передвижения крана

u = uпери/ир = 1,3 · 18,42/19,68 = 1,22 м/с.

отличается от ближайшего значения 1,25 м/с из стандартного ряда (табл. 1.2) на 2,4%, что допустимо.

Полагаем, что общее число ходовых колес крана z = 4, из них приводных z_пp = 2. Примем коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами j = 0,15, коэффициент запаса сцепления k_j = 1,2 [см. пояснения к (1.81)].

По формуле (1.81) максимально допустимое ускорение крана при пуске в предположении, что ветровая нагрузка F^p = 0,

аmax= 9,81= 0,48 м/с2.

Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления

tдоп = = 2,54 с.

Средний пусковой момент двигателя [см. (1.89)]

Тср.п = 60,5 = 101,6 Н·м.

Момент статических сопротивлений согласно (1.29) при работе крана без груза (определение значений F_пep = приводится ниже)

Тс = = = 40,1 Н·м.

Момент инерции ротора двигателя I_р = 0,021 кг·м² и муфт быстроходного вала = 6I_м = 6·0,002 = 0,012 кг · м².

I = I_р + = 0,021 + 0,012 = 0,033 кг · м².

Фактическое время пуска механизма передвижения без груза [см. (1.69)]

tп = = 5,48 с.

что согласуется с данными табл. 1.19. Коэффициент d = 1,2 [см. пояснения к формуле (1.36)].

Фактическое ускорение крана без груза при пуске согласно (2.43)

аф= 0,22 м/с2 < аmax = 0,48 м/с2.

Проверяем фактический запас сцепления. Для этого найдем:

а) суммарную нагрузку на приводные колеса без груза [см. пояснения к (2.44)]:

Fпр =т =18 240 9,81 = 89 467 Н.

б) сопротивление передвижению крана без груза согласно (2.40):

= kрmg = 2,5 · 18 240 · 9,81 = 2683 Н.

По формуле (2.44) фактический запас сцепления

kj = = 2,14 > 1,2.

Проверка электродвигателя на на