Кинематический расчет привода механизма передвижения тележки мостового крана

 

Исходные данные:

1. Вес поднимаемого груза: G_гр = 100000 Н;

2. Вес тележки (по паспорту крана): G_т = 139000 Н;

3. Вес подвески: G_подв = 3680 Н;

4. Скорость передвижения тележки: υ = 61,2 м/мин = 1,02 м/с.

 

Выбор кинематической схемы

1 – двигатель; 2 – муфта зубчатая; 3 – тормоз; 4 – редуктор;

5 – приводная колесная установка; 6 – муфта зубчатая

Рисунок 2.1 – Кинематическая схема механизма передвижения тележки мостового крана:

 

Статические нагрузки на колёса

Табл. Вес номинального груза равен . Вес тележки определяется как:

 

(2.0)

 

Принемается =34,3

С учётом коэффициента неравномерности нагружения колёс максимально статических нагрузка на одно колесо:

 

, (2.1)

 

где k – коэффициент неравномерно нагруженных колес, k = 1,1.

 

 

Минимальная статическая нагрузка на одно колесо:

 

, (2.2)

 

где k - коэффициент неравномерно нагруженных колес, k = 0,9.

 

 

Выбирается колесо диаметром D = 250 мм; = 42 кН.

По диаметру колеса выбираются стандартные колёсные установки приводная колёсная установка К2РП-250 исполнения 1(один конец вала со шпонкой) и неприводная К2РН-250, имеющие параметры [4]: D_к = 250 мм; d = 40 мм; d_ц = 55 мм; В =50 мм; m_к.у.пр = 38,14 кг, m_{к.у.непр} = 36,3 кг; z_реб = 2. Форма поверхности катания– цилиндрическая. Тип подшипника – роликовый сферический двухрядный с симметричными роликами.

Выбор подтележного рельса

Принимается рельс Р 24 ГОСТ 6368 - 82 с выпуклой головкой. Значение b = 51 мм. Проверим соотношение ширины дорожки катания колеса B и головки рельса b по формуле:

 

 

что соответствует норме B – b 30 мм. указанной в таблице 2.12

Тип колеса: тележечное одноребордное.

Другие параметры рельса: R = 250 мм; b = 92 мм; F = 30.75 см²; I = 468 см⁴; А=107мм; С=51мм; m = 24.14 кг; l = 6, 7 и 8 м; материал – сталь М 62.

Сопротивление передвижению тележки

Сопротивление передвижению тележки с номинальным грузом при установившемся режиме работы определяется по формуле:

 

, (2.3)

 

где f – приведённый коэффициент трения скольжения в подшипниках шариковых, роликовых [4], f = 0,015;

d – диаметр цапфы, мм, d = 55 мм;

μ – коэффициент трения качения колеса по выпуклому рельсу, μ =0,4 мм [4];

k_доп – коэффициент дополнительных сопротивлений, определяемых в основном трением реборд о головку рельса и трением элементов токосъёмного устройства, k_доп = 2,0 [4];

D_к – диаметр колеса, мм;

– соответственно вес тележки и номинального груза,

 

Сопротивление передвижению тележки без груза, создаваемое уклоном подтележечного пути, определяется по формуле:

 

, (2.4)

 

 

где – уклон рельсового пути, .

Определим сопротивление, создаваемое при разгоне силами инерции. При скорости движения менее 1м/с =1,25. Масса тележки равна 3,5т. Из этого значения необходимо вычесть массу крюковой подвески, совершающей вместе с грузом сложное колебательное движение. Масса поступательно движущейся тележки определяем по формуле:

 

т, (2.5)

 

где – масса тележки;

масса крюковой подвески

 

Сопротивление передвижению тележки, создаваемое силами инерции:

По табл.2.16 ([1],с.41) примем значение =0,5∙[ ] = 0,5∙0,1=0,05 м/с

 

, (2.6)

 

где – коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся частей механизма, ;

масса поступательно движущегося объекта, =3,371т;

а – ускорение при разгоне, м/с, а = 0,05 м/с²

Сопротивление, создаваемое раскачиванием груза на гибкой подвеске:

 

(2.7)

 

Учитывая, что кран работает в помещении, полное сопротивление передвижению тележки в период разгона:

 

, (2.8)

 

где сопротивление, создаваемое раскачиванием груза, =0,5 ;

сопротивление, создаваемое силами трения, =1,72 ;

сопротивление создаваемое уклоном, =0,26 ;

сопротивление, создаваемое раскачиванием груза на гибкой подвеске, =0,21

Выбор двигателя

Мощность предварительно выбираемого двигателя вычисляется по формуле:

 

, (2.9)

 

где υ - скорость передвижения тележки, 41, 3м/мин = 0,68м /с;

- предварительное значение к.п.д. механизма, η_пр = 0,9;

кратность среднепускового момента двигателя по отношению к номинальному, =1,55[4]. Из табл.2.17 ([1], с.42)

 

 

Выбирается двигатель типа MTH 111-6, имеющий параметры: N_дв = 3,5 кВт; ПВ_дв = 25%, η_дв = 870 об/мин; J_р.дв = 0,115 кг·м , d_в.дв = 35 мм, m_дв = 76 кг.

Выбор передачи

Частота вращения колеса:

 

, (2.10)

 

Требуемое передаточное число механизма:

 

, (2.11)

 

Выбирается тип редуктора ВК – 400-IV

Определим эквивалентный момент на тихоходном валу редуктора . Аналогично механизму главного подъёма примем для группы режима 4М класс нагружения ВК – 400-IV и класс использования А4. При этом =0,25, =0,63, = 12500ч.

Частота вращения тихоходного вала редуктора равна частоте вращения колеса:

 

, (2.12)

 

Число циклов нагружения на тихоходном валу редуктора:

 

, (2.13)

 

где t_маш – общее время работы за весь срок службы, в течение которого данный механизм находится в действии, t_маш = 12500 ч. [4]

 

 

Суммарное число циклов контактных напряжений зуба шестерни тихоходной ступени:

 

, (2.14)

 

где u_т – передаточное число тихоходной ступени редуктора, u_т = 5 [4].

 

 

Коэффициент срока службы:

 

, (2.15)

 

где Z₀ – базовое число циклов контактных напряжений, .

 

 

Коэффициент долговечности:

 

, (2.17)

 

Значение необходимо принять не менее, чем 0,63, поэтому окончательно =0,63.

Определим расчетный крутящий момент на тихоходном валу редуктора. Будем ориентироваться на типоразмер редуктора. ,что расходится со значением на допустимую величину, равную 2,9%

 

Номинальная угловая скорость двигателя:

 

 

Номинальный момент двигателя:

 

, (2.18)

 

Принемается . Тогда максимальный момент двигателя:

 

, (2.19)

 

Расчетный крутящий момент на тихоходном валу редуктора:

 

, (2.20)

 

где u_р – передаточное число редуктора, u_р = 15,95;

η_р – к.п.д. редуктора, по данным завода-изготовителя η_р = 0,94;

максимальный момент двигателя.

 

 

Расчетный эквивалентный момент:

 

, (2.21)

 

Редуктор ВК-400 имеет номинальный крутящий момент на тихоходном валу, равный Т_р.н = 980…6700 Н∙м. Следовательно условие выполняется. Редуктор имеет следующие параметры: а = 400 мм; d_{в.быстр} = 50 мм; d_в.тих = 55 мм; m_р = 93кг;

Определение фактической скорости и к.п.д. механизма

Фактическая скорость передвижения тележки:

 

, (2.22)

 

где - угловая скорость двигателя, рад/с;

r_к – радиус колеса, м;

u_мех – передаточное число механизма.

 

 

Значение фактической скорости передвижения тележки отличается от данного значения на 7,8%, что допустимо.

 

 

К.п.д. зубчатой муфты = 0,99.

Необходимо установить одну муфту между двигателем и редуктором (зубчатую муфту первого типа) и между редуктором и колесом (зубчатую муфту второго типа – с промежуточным валом).

Поэтому

 

(2.23)

 

Данное значение к.п.д. мало отличается от предварительно принятого, поэтому перерасчёт мощности делать не требуется.

 

Выбор муфт

По диаметрам концов соединяемых валов выбираются муфты: для быстроходного вала – зубчатая муфта 1-1600-35-250-20-2У2 ГОСТ 5006-83; для тихоходной ступени-2-6300-55-1-40-1-2У2 ГОСТ 5006-83. Параметры муфты на быстроходном валу: T =1600 Н·м; I = 0,06 кг·м ; d = d = 55 мм; m_м = 9,2 кг.

Параметры муфты на тихоходном валу: T_м.н =6300 Н·м; I_м = 2,25 кг·м ; d_лев.max = d_прав.max = 80 мм; m_м = 22,6 кг.

Выбор тормоза

Сопротивление передвижению тележки без груза, создаваемое уклоном:

 

, (2.24)

 

Сопротивление передвижению тележки без груза, создаваемое инерцией:

 

, (2.25)

 

где δ – коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся частей механизма, при скорости передвижения больше 1 м/с δ = 1,25 [4];

а – уклон рельсового пути, для тележки а = 0,002 [4].

Сопротивление передвижению тележки без груза, создаваемое трением:

 

, (2.26)

 

 

где - коэффициент трения качения колеса по рельсу;

f – приведенный коэффициент трения скольжения в подшипниках колес;

d_{ц .} – диаметр цапфы вала колеса, мм;

k_{доп .} – коэффициент дополнительных сопротивлений, определяемых в основном трением реборд о головку рельса и трением элементов токосъемного устройства.

По следующим формулам находим:

Момент, создаваемый уклоном:

 

, (2.27)

 

где радиус ходового колеса, =0,125;

КПД механизма на участке кинематической цепи «приводное колесо-тормоз» =0,92;

Момент, создаваемый инерцией:

 

, (2.28)

 

Момент, создаваемый силами трения:

 

, (2.29)

 

Расчётный тормозной момент вычисляется по формуле:

 

, (2.30)

 

где моменты, создаваемые уклоном, инерцией и силами трения и приведенные к валу, на котором установлен тормоз.

 

Расчетный тормозной момент тормоза:

 

 

Данному тормозному моменту соответствует тормоз: ТКГ-160 ОСТ 24.290.08, имеющий следующие параметры тормоза: Т_т.н = 98 Н·м; D_т.ш = 160 мм; В_к = 70 мм; L_уст = 200 мм; m_тор = 25 кг.

Выбор тормозного шкива

По диаметру конца вала двигателя и требуемому диаметру шкива выбирается стандартный тормозной шкив II-го исполнения (с цилиндрическим посадочным отверстием). Шкив имеет следующие параметры: D = 160 мм; = 70 мм; = 35 мм; m_т = 4,9 кг.

Условное обозначение типоразмера шкива-шкив Ш2-160/70 ОСТ 24.290.062-75

Компонование тележки

Опорные давления ходовых колес тележки мостового крана, определяется:

 

где, номинальная грузоподъемность крана;

вес тележки;

горизонтальная инерционная нагрузка на кран от груза;

ордината оси барабана относительно подтележечного рельса.

 

 

Сумма нагрузок на приводные колеса: