Курсовой проект Мостовой кран с решетчатой фермой моста грузоподъёмностью - 15 тонн - файл n4.doc

приобрести
Курсовой проект Мостовой кран с решетчатой фермой моста грузоподъёмностью - 15 тонн
скачать (4566.9 kb.)
Доступные файлы (14):
n1.cdw
n2.cdw
n3.cdw
n4.doc2340kb.12.05.2005 17:51скачать
n5.doc1089kb.13.05.2005 14:11скачать
n6.doc834kb.13.05.2005 14:13скачать
n7.doc22kb.11.04.2005 15:54скачать
n8.doc36kb.07.11.2010 01:46скачать
n9.doc50kb.07.11.2010 01:11скачать
n10.doc283kb.17.05.2005 17:50скачать
n11.docx13kb.07.11.2010 02:37скачать
n12.cdw
n13.cdw
n14.cdw

n4.doc





1 РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА
1.1 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ
1.1.1 ВЫБОР КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ МЕХАНИЗМА
Для расчета и выбора элементов механизма подъема необходимо составить его кинематическую схему. Она включает (Рисунок 1.1):



Рисунок 1

Кинематическая схема механизма подъема



1 – электродвигатель;

2 – соединительная муфта;

3 – промежуточный вал;

4 – тормоз;

5 – редуктор;

6 – барабан;

7 – крюковая подвеска (конструктивно объединяющая подвижные блоки полиспаста и грузозахватный орган – крюк)

1.1.2 ВЫБОР СХЕМЫ ПОЛИСПАСТА И ЕГО КРАТНОСТЬ
В механизмах подъема с непосредственной навивкой каната на барабан обычно применяют сдвоенный полиспаст, при использовании которого обеспечивается вертикальное перемещение груза, одинаковая нагрузка на подшипники барабана и на ходовые колеса тележки не зависимо от высоты подъема груза.

П


Рисунок 1.2 - Схема полиспаста
олиспасты в кранах применяются для выигрыша в силе. Величина этого выигрыша характеризуется кратностью полиспаста и определяется по формуле:

, (1.1)

где: z – число ветвей, на которых висит груз [1, таблица 3]

z = 4;

zб – число ветвей, наматываемых на барабан (для сдвоенных полиспастов zб =2).

.

Для крана грузоподъемностью Q = 15т, принимаем сдвоенный полиспаст (Рисунок 1.2), кратностью iпл = 2, который состоит:

1 – барабан; 2 – канат; 3 – подвижные блоки; 4 – уравнительный блок; 5 – упорный подшипник; 6 – крюк; 7 – гайка крюка подвески; 8 – траверса.

При использовании полиспаста скорость движения каната будет больше скорости подъема груза:

, (1.2)

где: - скорость подъема груза, = 0,24 м/с.

м/с = 28,8 м/мин.

1.1.3 ВЫБОР ТИПА ПОДВЕСКИ И ЕЕ СХЕМА

Принимаем строительную подвеску (Рисунок 1.3).





Рисунок 1.3 – Общий вид строительной подвески крана


.

Всегда
На рисунке 1.3 приведен чертеж подвески крана рассчитываемого крана. Она состоит из крюка 6, на нарезную часть которого навинчивается гайка 1, опирающаяся на упорный шариковый подшипник 2, который опирается на траверсу 4, на цапфах которой вращаются блоки полиспаста, установленные на шарикоподшипниках. Для безопасности работы и предохранения канатов от выпадения из блоков, последние закрыты специальными сварными кожухами 5. Смазка подшипников блоков – консистентная при помощи масленок 7, войлочные уплотнительные кольца 3 предохраняют подшипники от вытекания смазки.

1.1.4 ВЫБОР ТИПА КРЮКА




Рисунок 1.4 – Крюк однорогий



В мостовых кранах общего назначения применяются кованные однорогие крюки по ГОСТ 6627-74. По номинальной грузоподъемности Q = 15т, выбираем крюк однорогий, тип Б (с удлиненным хвостовиком) - №19.

Для принятого крюка (Рисунок 1.4) основными параметрами являются:

Диаметр резьбы хвостовика крюка d0 = 80 мм (Трап. 80х10);

Диаметр шейки хвостовика d1 = 85 мм;

d2 = 95 мм;

Диаметр зева D = 150 мм;

S = 120 мм;

Длина хвостовика крюка l1 = 100 мм;

l = 420 мм;

L = 760 мм;

h = 150 мм;

b = 90мм;

1.1.5 РАСЧЕТ И ВЫБОР УПОРНОГО ПОДШИПНИКА ПОД ГАЙКУ КРЮКА
Гайка крюка выполняется с уширением нижней части, которая охватывает упорный подшипник. Наружный диаметр гайки определяется по формуле:

, (1.3)


Поскольку вращение крюка является только установочным, то расчет подшипника ведется по статической грузоподъемности, которая может быть определена по формуле:

, (1.4)

где: Q – грузоподъемность крана,

Q = 15000кг,

kд - динамический коэффициент,

kд = 1,2.



Для крюка с диаметром шейки d1 = 85 мм, выбираем упорный однорядный подшипник легкой серии 8217 (ГОСТ 6874-54) с коэффициентом работоспособности Сс = 235кН, что в несколько раз превосходит расчетный.
1.1.6 РАСЧЕТ И ВЫБОР КАНАТА
При расчете и выборе каната сводится к нахождению максимального усилия в канате Smax в точке набегания его на барабан (Рисунок 1.5), которое определяется по формуле:

, (1.5)

где: - КПД полиспаста,

,

- КПД подвижного блока,




Рисунок 1.5 – Принципиальная схема полиспаста
= 0,99,

- КПД уравнительного блока,

= 1,

,

.

Канат выбираем по разрывному усилию, согласно Правилам Госгортехнадзора:

, (1.6)

где: - минимальный коэффициент запаса прочности каната,

= 6,0 [2, таблица 11].

.

Выбираем тип каната ЛК-Р6х19(1+6+6+6/6)+1о.с, ГОСТ 2688-80, имеющий линейное касание проволок и разные диаметры проволок в верхнем слое пряди.

По условию , из таблицы ГОСТа выбираем типоразмер каната.

Канат 21,0-Г-В-С-О-Н-1666 ГОСТ 2688-80 имеет параметры: Sразр = 236000 Н; dк = 21 мм; Fк = 167,03 мм2.

Назначение каната – грузовое;

Марка проволоки – высшая;

Маркировочная группа – 1666 МПа;

Вид покрытия проволоки – оцинкованная для среднеагрессивных условий работы;

Сочетание направлений свивки элементов – одностороннее;

Способ свивки каната – нераскручивающийся;

Направление свивки каната – для одной половины полиспаста – правое, для другой – левое.
1.1.7 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРА БЛОКОВ
Допускаемый диаметр блока по центру каната определяется по формуле Госгортехнадзора:

(1.7)

где: е – коэффициент, учитывающий допустимый перегиб каната,

е = 30 [2, таблица 12].




Рисунок 1.6 – Профиль канавки блока


С целью унификации окончательного диаметра блока (по канавке) принимается по ряду. Так как по расчету , и в ряде такой диаметр существует, то оставляем расчетное значение, а именно .

Профиль канавок блоков (Рисунок 1.6) выполняется по нормалям в зависимости от диаметра каната:

(1.8)

(1.9)

(1.10)



Принимаем 12мм.



Принимаем 35мм.



Остальные параметры выбираем из таблицы [2. приложение 5]:

B = 65 мм,

В1 = 45 мм.
1.1.8 РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ПОДВЕСКИ НА ПРОЧНОСТЬ
Расчет траверсы крюка

Траверса подвески (Рисунок 1.7) работает на изгиб. Расчет траверсы ведется по двум опасным сечениям: в середине (А-А) и в месте изменения сечения (В-В).




Рисунок 1.7 – Конструкция траверсы



Максимальный изгибающий момент в сечении А-А (Рисунок 1.8) определяется по формуле:

(1.11)

где: l –расчетная длина траверсы [см],

Поскольку величина l неизвестна, то для предварительного расчета ее можно принять по аналогичным типовым подвескам. Для двухблочной подвески l=27см [1.таблица5].



Ширину траверсы можно принять:

(1.12)

где: - наружный диаметр упорного подшипника.

= 125 мм, (выбранный упорный однорядный подшипник легкой серии 8217).




Рисунок 1.8 – Расчетная схема


Принимаем = 140 мм.

Диаметр отверстия принимается на 2…5 мм больше диаметра хвостовика крюка. Так как диаметр шейки хвостовика d1 = 85 мм, то диаметр отверстия траверсы dтр = 87 мм.

Длину средней части траверсы для предварительного расчета можно принять [1. таблица 5].

Момент сечения В-В будет равен:

(1.13)



Траверса обычно изготавливается из стали 45 с пределом выносливости .

Параметры траверсы определяются проектным расчетом из условия прочности при изгибе:

, (1.14)

где: М – момент, действующий в расчетном сечении [],

W – момент сопротивления расчетного сечения [см3],

- допускаемое напряжение изгиба [МПа].

Поскольку траверса работает в пульсирующем цикле, то допускаемое напряжение для предварительного расчета может быть определено по упрощенной формуле:

(1.15)

где: - коэффициент, учитывающий конструкцию детали, = 2,2,

- допускаемые коэффициент запаса прочности, = 1,7,



Определим моменты сопротивления, действующие в расчетных сечениях:





Момент сопротивления среднего сечения траверсы А-А, ослабленном отверстием:

(1.16)

где: h – высота траверсы,



Принимаем h = 100 мм.

Момент сопротивления сечения траверсы В-В:

(1.17)

где: d – минимальный диаметр цапфы под подшипник,



Принимаем d = 70 мм
1.1.9 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ БЛОКА
Подшипники качения для блоков выбираем по коэффициенту работоспособности С, вычисленному с учетом эквивалентной нагрузки на подшипник.

Каждый блок устанавливается на двух радиальных подшипниках. Нагрузка на один подшипник при максимальном грузе:

(1.18)

где: - динамический коэффициент, =1,2;

- коэффициент вращения, =1,35 (при вращении наружного кольца подшипника);

- число блоков в подвеске, = 2.



Однако в связи с тем, что кран работает с разными грузами, расчет следует вести по эквивалентной нагрузке, которую с достаточной точностью можно определить по следующей формуле:

(1.19)

где: - коэффициент приведения, = 0,75.



Требуемая долговечность подшипника L определяется по формуле:

(1.20)

где: - долговечность подшипника, = 5000 ч = мин,

n - частота вращения блока,

об/мин.

млн. оборотов.

Тогда расчетная динамическая грузоподъемность шарикового подшипника будет равна:

(1.21)



Для данного диаметра цапфы по расчетному коэффициенту работоспособности выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный средней серии 314 (ГОСТ 8338-57), внутренний диаметр d = 70 мм, наружный диаметр D = 150 мм, ширина подшипника В = 35 мм, коэффициент работоспособности С = 104,0 кН.
1.1.10 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРА УРАВНИТЕЛЬНОГО БЛОКА
Д


Рисунок 1.9 – Профиль канавки уравнительного блока
иаметр уравнительного блока:

(1.22)



С целью унификации окончательного диаметра блока (по канавке) принимается по ряду. Так как по расчету , принимаем .

Профиль канавок блоков (Рисунок 1.9) выбираем [2. приложение 5]:

12мм.

35мм.

B = 65 мм,

В1 = 45 мм,



1.1.11 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРА И ДЛИНЫ БАРАБАНА
Допускаемый диаметр блока по центру каната также определяется по формуле Госгортехнадзора:





С целью унификации окончательного диаметра блока (по канавке) принимается по ряду. Так как по расчету , и в ряде такой диаметр существует, то оставляем расчетное значение, а именно .

Длина каната, наматываемого на одну половину барабана:

(1.23)

где: Н – высота подъема, Н = 15,5м,



Д


Рисунок 1.10 – Профиль канавок на барабане
ля равномерной укладки каната на поверхности барабана наносятся винтовые канавки нормализованного профиля (Рисунок 1.10). Шаг канавок принимается равным:

(1.24)



Принимаем

Толщина стенки проектируемого стального барабана, из условий технологии толщина стенки их должна быть не менее 12 мм и может быть определена по формуле:

(1.25)



Принимаем .

Длина барабана при использовании сдвоенного полиспаста (на барабан наматываются две ветви каната) определяется по следующей формуле:

, (1.26)

где - участок для закрепления конца каната,

, (1.27)



принимаем

- участок для неприкосновенных витков трения (для уменьшения нагрузки на элементы крепления каната),

, (1.28)



принимаем

участок для навивки рабочей ветви каната

, (1.29)



- длина концевой части барабана,

, (1.30)



принимаем

Максимальная длина среднего участка принимается из условия обеспечения нормального набегания каната при максимальном подъеме подвески (Рисунок 1.11).

- средний участок барабана, разделяющий левую и правую нарезки.

(1.31)

где: минимальное расстояние между осью барабана и осью подвески,

- расстояние между осями ручьев крайних блоков,

- допустимый угол отклонения набегающей на барабан ветви каната от вертикального положения,



принимаем




Рисунок 1.11 – Схема определения длины барабана

1.1.12 РАСЧЕТ БАРАБАНА НА ПРОЧНОСТЬ
Барабан выполнен из стали 35Л, с пределом текучести .

Принятое значение толщины стенки следует проверить на сжатие по формуле:

(1.32)

где:

(1.33)

k – коэффициент запаса прочности для крюковых кранов,

k = 1,5 [2. приложение15],





Кроме сжатия стенки барабана испытывает деформацию изгиба и кручения (Рисунок 1.12).

Крутящий момент, передаваемый барабаном:




Рисунок 1.12 – Схема к расчету барабана
(1.34)



Изгибающий момент определяется для случая, когда крюковая подвеска находится в самом верхнем положении (расстояние между навиваемыми канатами ). После конструктивной проработки расстояние от точки приложения усилия Smax до середины ступицы оказалось равным 376 мм. Тогда:



Сложное напряжение от изгиба и кручения:

(1.35)

где: W – экваториальный момент сопротивления поперечного сечения барабана при кручении:



- коэффициент приведения напряжения,



Напряжения от изгиба и кручения в стенке барабана незначительны; при длине барабана менее трех диаметров они обычно не превышают 15% от напряжения сжатия.
1.1.13 ВЫБОР СИСТЕМЫ КРЕПЛЕНИЯ КАНАТА НА БАРАБАНЕ. ПОДБОР И РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ ДАННОГО КРЕПЛЕНИЯ
Принята конструкция крепления каната к барабану прижимной планкой, имеющей трапециидальные канавки (Рисунок 1.13). Канат удерживается от перемещения силой трения, возникающей от зажатия его между планкой и барабаном двумя болтами. Начиная от планки предусматривают дополнительные витки (1,5…2), способствующие уменьшению усилия в точке закрепления каната.

С учетом влияния этих витков усилие в канате перед прижимной планкой можно определить по формуле Эйлера:

(1.36)

где: – основание натурального логарифма,

- коэффициент трения каната о барабан,

угол обхвата барабана витками трения,



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

(1.37)

где: число болтов;

коэффициент трения каната о планку, ,



Обычно при диаметре каната 21 мм принимают болты (шпильки) М22. Принятый болт проверяют на растяжение:



Рисунок 1.13 – Схема закрепления каната к барабану
, (1.38)

где: 1,3 – коэффициент, учитывающий кручение и изгиб болта,

– коэффициент запаса надежности крепления каната к барабану,

площадь сечения болта, см2,

– допускаемое напряжение растяжения,



где: - внутренний диаметр болта М22, изготовленного из стали Ст3,


1.1.14 РАСЧЕТ УСТАНОВКИ БАРАБАНА, РАСЧЕТНАЯ СХЕМА НАГРУЗОК НА ВАЛ БАРАБАНА И РАСЧЕТ ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ
С

Рисунок 1.14 – Установка барабана механизма подъема мостового крана
оединение вала барабана с входным валом редуктора может производиться при помощи зубчатых муфт, допускающих значительную на соосность соединяемых валов. Эти муфты характеризуются высокой надежностью, но имеют большие габариты. Поэтому в современных конструкциях механизмов подъема мостовых кранов для обеспечения компактности широко применяется специальное зубчатое зацепление (Рисунок 1.14).
В этом случае конец тихоходного вала редуктора выполняется в виде зубчатого венца, входящего в зацепление с другим венцом, укрепленным непосредственно на барабане. При таком соединении крутящий момент передается через болты, соединяющие венец-ступицу с обечайкой барабана, и следовательно, вал барабана работает только на изгиб.

Для предварительного расчета длину оси барабана можно принять равной:

(1.39)



Принимаем

Нагрузка на барабан (пренебрегая собственным весом барабана) создается усилиями двух ветвей каната – 2Smax. Поскольку ступицы находятся на разных расстояниях от опор предварительно можно принять:

l1=120мм, l2=200мм.

Нагрузки на ступицы также не будут одинаковыми (Рисунок 1.15). С достаточной для предварительного расчета точностью их можно принять:





Р


Рисунок 1.15– Схема к расчету оси барабана
асчет барабана сводится к определению диаметров цапф dц и ступицы dст из условия работы оси на изгиб в симметричном цикле:

(1.40)

где: М – изгибающий момент в расчетном сечении,

W – момент сопротивления расчетного сечения,

-допускаемое напряжение при симметричном цикле.

Материалом для оси барабана обычно служит сталь 45 с пределом выносливости . Допускаемое напряжение при симметричном цикле можно определить по упрощенной формуле:

(1.41)



Реакции в опорах:




Наибольший изгибающий момент в сечении под ступицей:



Момент сопротивления этого сечения:





Принимаем:

Наибольший момент для правой цапфы будет равен:



где: - длина ступицы,



Принимаем:



Момент сопротивления этого сечения:





Принимаем:

В целях унификации подшипников диаметр левой цапфы может быть принят равным диаметру правой цапфы
1.1.15 ВЫБОР ПОДШИПНИКА ВАЛА БАРАБАНА
Для компенсации несоосности опор вал барабана помещается на самоустанавливающихся сферических двухрядных шариковых подшипниках.

Эквивалентная нагрузка на правый подшипник может быть определена по упрощенной формуле:

(1.42)

где: - коэффициент вращения, (при вращении внутреннего кольца),

- динамический коэффициент, (для механизмов подъема),



Расчетная динамическая грузоподъемность шарикового подшипника будет равна:





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

, (1.43)



В целях унификации оба подшипника можно принять одинаковыми.

По вычисленной работоспособности для цапфы , выбираем шарикоподшипник радиальный сферический № 1316 (ГОСТ 5720-75) с коэффициентом работоспособности Такой шарикоподшипник допускает поворот оси в опорах, что благоприятно сказывается на работоспособности подшипникового узла.
1.1.16 РАСЧЕТ МОЩНОСТИ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И ЕГО ВЫБОР ПО КАТОЛОГУ
При выборе режима работы электродвигателя и продолжительности включения (ПВ) для крюковых кранов общего назначения, принимаем ПВ = 40% (при тяжелом режиме работы электрооборудования) [3, таблица 5]

Статическая мощность двигателя механизма подъема при установившемся режиме вычисляется при подъеме номинального груза:

(1.44)

где: - КПД механизма подъема,

= 0,85 [2, приложение 33],



В кранах общего назначения расчет двигателя можно с достаточной точности вести по эквивалентной нагрузке. В этом случае потребная мощность двигателя определяется по формуле:

(1.45)



По табл. [2, приложение 34], выбираем электродвигатель переменного тока с фазовым ротором типа МТВ412-8 мощностью N=17кВт, числом оборотов nдв=725об/мин, максимальным моментом Мп.max =824,04Н.м,
1.1.17 ВЫБОР РЕДУКТОРА
Редуктор выбирается по статической мощности, передаточному отношению, частоте вращения вала двигателя и режиму работы.

Мощность редуктора определяется по формуле:

(1.46)

где: - коэффициент запаса,

= 1 (для редуктора типа Ц2),



П


Рисунок 1.16– Конструкции валов редуктора
ередаточное отношение:

(1.47)

где: - число оборотов барабана, об/мин.



Редуктор механизма подъема выбираем исходя из расчетной мощности числа оборотов вала двигателя nдв=725об/мин, передаточного числа и режима работы – 5М.

По каталогу [2, приложение 38] выбираем редуктор типа Ц2-500-50,94-5М (суммарное межосевое расстояние Ас = 500мм, передаточное число вал тихоходный с концом под зубчатую муфту).

Конструкция выходных валов редуктора показано на рисунке (рисунок 1.16), которые имеют основные размеры:

а) зубчатый конец тихоходного вала: m=8, z=40, D3=336мм, B=40мм, d2=150мм, L2=295мм, L3=330мм, l2=65мм.

б) быстроходный вал: d=60мм, d1=80мм, L1=390мм, l1=108мм.
1.1.18 ВЫБОР МУФТ ДЛЯ СОЕДИНЕНИЯ ВАЛОВ
В принятом способе соединения вала редуктора с барабаном крутящий момент передается через прецизионные болты, установленные в отверстия без зазора (см. рисунок 1.14).

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

(1.48)

где: - число болтов,

- диаметр цилиндрической части прецизионного болта,

- допустимое напряжение среза,



- усилие, действующее по окружности установки болтов,

(1.49)

где: - крутящий момент на барабане,

- диаметр окружности установки болтов,



Принимаем





В механизмах подъема необходимо выбрать муфты для соединения вала электродвигателя с валом редуктора. Муфты выбираются по расчетному крутящему моменту:




Рисунок 1.17– Конструкции муфты упругой втулочно-пальцевой
(1.50)

где: k3 – коэффициент запаса,



где: k1 – коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма, k1 = 1,3,

k2 – коэффициент, учитывающий режим работы, k2 = 1,3,





По каталогу [2, приложение 63] выбираем две упруго втулочно-пальцевые муфты типа МУВП-60 (рисунок 1.17) (Допустимый крутящий момент , D=220мм, Lнаиб=286мм, ).

По каталогу [2, приложение 44] выбираем зубчатую муфту с тормозным шкивом Dт = 300мм, имеющую следующую характеристику: наибольший передаваемый крутящий момент
1.1.19 РАСЧЕТ И ВЫБОР ТОРМОЗА
Т


Рисунок 1.18– Колодочный тормоз типа ТТ-320
ормоз устанавливается на быстроходном валу редуктора. Расчетный тормозной момент на этом валу равен:

(1.51)

где: kт – коэффициент запаса торможения, kт = 2,

В последнее время в грузоподъемных машинах наибольшее применение получили колодочные тормоза с электрогидротолкателями (рисунок 1.18). По таблице (2, приложение 66) выбираем тормоз типа ТТ-320 с наибольшим тормозным моментом , отрегулированный на расчетный тормозной момент.

1.2 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ
1.2.1 ПРОВЕРКА ДВИГАТЕЛЯ МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА НА ВРЕМЯ РАЗГОНА.
Так как тормоз на втором конце быстроходного вала редуктора, необходимо определить момент инерции тормозного шкива, который не входит теперь в состав муфты.

Момент инерции тормозного шкива:

, (1.52)

где: - масса тормозного шкива, = 41кг,

- радиус тормозного шкива, = 0,15м,

- коэффициент, учитывающий распределенность массы, = 0,6 [6.страница 85],



Момент инерции вращающихся масс, расположенных на быстроходном валу механизма:



Значение равно:

(1.53)

где: - момент инерции при разгоне всех вращающихся частей механизма, приведенный к валу двигателя:

(1.54)

где: - коэффициент учета инерции вращающихся масс, расположенных на втором, третьем и последующих валах механизма, = 1,1…1,2, принимаем = 1,1.



- момент инерции при разгоне поступательно движущихся частей механизма плюс груза, приведенный к валу двигателя:

(1.55)

(1.56)

где: - масса подвески, = 213 кг,

- масса поднимаемого груза,



где: - полное передаточное число,





Момент статических сопротивлений при разгоне, приведенный к валу двигателя:

(1.57)



Номинальный момент двигателя определим по формуле:

(1.58)

где: - номинальная угловая скорость,



Среднепусковой момент двигателя определяется:

(1.59)

где: - кратность среднепускового момента двигателя, = 1,55 [6. таблица 2.17],



Время разгона механизма при подъеме номинального груза:

(1.60)



Среднее ускорение груза при таком времени разгона равно:

(1.61)



< [а] = 0,13м/с2 [6. таблица 2.16]

Это значение не превышает рекомендуемое значение для кранов, работающих в механосборных цеха.

1.2.2 ПРОВЕРКА ДВИГАТЕЛЯ МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА НА НАГРЕВ.
Выбранный двигатель должен развивать в период установившегося подъема номинального груза мощность, которая с учетом фактических величин будет равна Это значение на 10,7% превышает номинальную мощность двигателя. Следовательно, двигатель должен быть проверен на нагрев. Условие проверки является:

По графику [6. рисунок 4.4] определяем значение к.п.д. механизма при подъеме грузов, вес которых соответствует относительной доле от номинального. Значения к.п.д. занесем в таблицу 1.1

Значение статических моментов, создаваемых на валу двигателя при подъеме и опускании весом i – го груза под различными грузами (Рисунок 1.19), найдем по формулам:




Рисунок 1.19– График нагрузок механизма крана
(1.62)









(1.63)









Определим моменты инерции всех движущихся частей механизма при работе с различными грузами. Значение масс, включая массу крюковой подвески, равны:









Определим значение









Определим момент инерции :









Определим угловую скорость двигателя при опускании. Число полюсов у двигателя МТВ412-8 равно 8. Следовательно, число пар полюсов р равно 4. Синхронная угловая скорость (скорость идеального холостого хода) вала двигателя равна:

(1.64)

где: f – частота промышленного трехфазного тока, f = 50Гц,



Допуская, что угловая скорость двигателя при работе в установившемся режиме зависит лишь от направления движения груза т не зависит от массы груза, получим:





Время разгона при подъеме и опускании можно определит:

(1.65)









(1.66)









Время установившегося движения определяют по формулам и заносим значения в таблицу 1.1:

(1.67)

где: - средняя высота подъема груза, = 2м [6.страница 88],





(1.68)




Таблица 1.1

Параметр

Значение параметра при

Q

0,75Q

0,195 Q

0,05Q

подъем

опускание

подъем

опускание

подъем

опускание

подъем

опускание

Qi, H

147150




110362,5




28694,25




7357,5






0,86




0,82




0,66




0,38




Тст i,

264,5

195,6

208,07

139,90

67,21

29,3

29,93

4,3



0,042




0,033




0,012




0,006






1,758




1,749




1,728




1,722






1,6

0,22

0,95

0,24

0,47

0,32

0,41

0,35



16,67

15,38

16,67

15,38

16,67

15,38

16,67

15,38


Проверим условие, необходимое для выбора коэффициента , учитывающего ухудшение охлаждение двигателя в период пуска. Время разгона механизма при подъеме номинального груза равно 1,6с. Величина Следовательно,



Поэтому значение коэффициента можно выбрать из диапазона 0,65…0,78. Примем =0,7.

Эквивалентный момент на валу двигателя, при работе с которым его нагрев будет таким же, как при работе с реальными моментам, возникающими при подъеме и опускании грузов различного веса определяем по формуле:

(1.69)

Примем общее количество грузов, поднимаемых за время рабочего цикла, равным 10. Тогда от графика нагружения [6. рисунок 4.2а], можно перейти к диаграмме нагружения [6. рисунок 4.2б]. За время принятого рабочего цикла груз весом G поднимается и опускается 2 раз, груз весом 0,75G – 4 раз, груз весом 0,195G – 1 раз и груз весом 0,05G – 3 раза.



Проверим условие:



Данный двигатель не перегреется.



Учебный материал
© nashaucheba.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации