1.Розрахунок Баштового крану
1.1. Розрахунок механізму підйому
1.1.1. Кінематична схема механізму підйому :



1.1.2. Вибір каната, діаметру барабана і блоків

Вантажний канат вибирається по розривному зусиллю, яке визначається по формулі:



де F₀ – розривне зусилля каната, що приймається по сертифікату, Н;

S_max – зусилля натягнення гілки каната, Н;

n – коефіцієнт запасу міцності каната; n=5.5 [3. табл.. 11].

Максимальне зусилля натягнення гілки каната визначається по формулі:



де Q – вага вантажу, що підіймається, вага вантажних канатів і захватного органу; Q=10000Н;

z – кількість гілок, на яких підвішений вантаж; z=2

 

 

h_п – ККД поліспасту;

ККД поліспасту визначається по формулі:



де h_б= 0,98 для блоків на підшипниках кочення;





З додатку 2 по розривному зусиллю F₀ – підбирається сталевий канат подвійного звивання, типа ЛК-Р, конструкції 6´19 (1+6+6/6)+1 о.с. (ГОСТ 2688-80), діаметром d_k=22,5 мм, з розрахунковою межею міцності проволок s=180 МПа, площею перетину всіх проволок F_k=188 мм² і розривним зусиллям F₀=28100 Н [11].

Діаметр блоку і барабана по центру намотуваного каната:



де –е коефіцієнт, залежний від РР і типу вантажопідйомної машини; е=25 [3. табл.. 12].



Діаметр блоку і барабана по дну канавки:



 

_{Приймаємо діаметр блока крюкової підвіски}

 

Діаметр зрівнювального блоку:

Блоки виготовляють з чавуну СЧ15-32, СЧ18-36, стали 35Л, 45Л.

1.1.3. Розрахунок вузла барабана

Приймаємо барабан діаметром D_б=400 мм по дну канавки. Розрахунковий діаметр барабана по центру намотуваного каната Dо=405 мм.

Довжина каната, намотуваного на одну половину барабана:



де Н – висота підйому; Н=20000 мм = 20м;

u – кратність поліспасту; u=2



Число робочих витків нарізки на одній половині барабана:



де L_к – довжина каната, намотуваного на одну половину барабана;

D_б – діаметр барабана;
Довжина нарізки на одній половині барабана:



t_н – крок нарізки гвинтової лінії на барабані; t_н=26



Загальна довжина барабана визначається по формулі:



Барабан з чавуну СЧ15-32 з межею міцності на стиснення s_В=686 МПа.

Товщину стінки барабана визначають з розрахунку на стиснення по формулі:



де S_max – максимальне зусилля натягнення гілки каната;

t_н – крок нарізки гвинтової лінії на барабані;



де к – коефіцієнт запасу міцності при розрахунку барабанів на міцність; k=4,25 [3. додаток 15]





З умови технології виготовлення литих барабанів товщина стінки їх не повинна бути менше 12 мм і визначається по формулі:



де D_б – діаметр барабана



Приймаємо товщину стінки барабана 14 мм.

Момент якій крутить, і що передається барабаном:



де S_max – максимальне зусилля натягнення гілки каната;

D_б – діаметр барабана;



2.1.4. Розрахунок кріплення каната до барабана

Натягнення каната перед притискною планкою визначається по формулі:



де S_max – максимальне зусилля натягнення гілки каната;

e – основа натурального логарифму;

f – коефіцієнт тертя між канатом і барабаном; f=0,1¸0,16;

a - кут обхвату канатом барабана; a=4p



Сумарне зусилля натягнення болтів визначається по формулі:



де f₁ – приведений коефіцієнт тертя між планкою і барабаном, при куті заклинювання каната 2b=80°;



a₁ – кут обхвату барабана канатом при переході від однієї канавки планки до іншої; a₁=2p



Сумарна напруга в болті при затягуванні кріплення з урахуванням розтягуючих і згинаючих зусиль:



де n – коефіцієнт запасу надійності кріплення каната до барабана; n³1,5, приймаємо n=1,8;

z – кількість болтів; z=2;

P_u – зусилля, що згинає болти;



d₁ – внутрішній діаметр болти М22, виготовленого зі сталі Ст3; d₁=18,753 мм [3.стр.68]



Напруга, що допускається, для болта:





2.1.5. Розрахунок вісі барабана

Вісь барабана виготовляють зі сталі 45 (ГОСТ 1050-74) з межею міцності s_в=600 МПа.



Реакції в опорах:





Зусилля, діючі з боку маточин на вісь:





Будуємо епюри згинаючих моментів:





По відомому згинаючому моменту приблизно визначаємо діаметр вісі:



де [s] – допустима напруга вигину для матеріалу вісі, для сталі 45 при 3-у режимі навантаженні [s]=60 МПа [3. додаток 18].



Приймаємо діаметр осі d=120 мм.

1.1.6. Потужність електродвигунів і вибір редуктора




де Q – номінальна вага вантажу, що підіймається, маса вантажних канатів та захватного органу, Q = 10000Н; V – швидкість підйому, V=0,6м/с

h_м – загальне ККД механізму, h_м=0,85 [3. табл. ХХХIII.]



Заздалегідь по каталогу вибираємо електродвигун типа MTH 211-6, потужністю N=7 кВт, частотою обертання 920об/хв.

Номінальний момент на валу двигуна:




Відношення максимального моменту до номінального:



Відношення мінімального моменту до номінального:



Частота обертання барабана:



де U_п – кратність поліспасту; U_п=2;

V – швидкість підйому; V=0,5м/с;

D – діаметр барабана; D=0,6 м

d_к – діаметр каната; d_к=0,0225 м

Передавальне число редуктора:



По каталогу вибираємо редуктор типа Ц2-500 з сумарною міжосьовою відстанню 500 мм, передавальним числом U_р=20, значенням потужності при легкому РР N=123 кВт, оборотами n=750 об/хв, з моментом що передається редуктором М_Т=5000 Нм, вал тихохідний під зубчату муфту [2. V.табл. 1.47.].

Середній момент двигуна в період пуску:



Оскільки М_{п ср}=3088 Н м < М_Т=5000 Н м, то редуктор задовольняє умовам перевантаження двигуна.

Фактична швидкість підйому вантажу:



Статичний момент на валу двигуна при підйомі номінального вантажу:



де S_п1 – зусилля в навиваємому на барабан канаті при підйомі вантажу; S_п1=16460 Н;

а – число гілок, навиваємих на барабан; а=2;

h_м – ККД механізму підйому, що приймається залежно від вантажу, що піднімається, по експериментальному графіку; h_м=0,85 [1. табл. II.1.7.]



Зусилля в канаті, звиваємому з барабана, при опусканні вантажу:



Статичний момент на валу двигуна при опусканні номінального вантажу:



Момент інерції рухомих мас механізму, приведених до валу двигуна, при підйомі вантажу:



де J_р.м. – момент інерції ротора двигуна; J_р.м.=1,172 кг м[5];

d - коефіцієнт, що враховує моменти інерції мас деталей, що обертаються повільніше, ніж вал двигуна; d=1,2 ;

m – вага вантажу, що піднімається; m=87500 Н;

U_м – загальне передавальне число механізму:

U_м=U_р´U=20´2=40;

h_м – ККД механізму підйому; h_м=0,85 [1. табл. II.1.7.];

R_б – радіус барабана по центру намотуваного каната; R_б=0,31125 м



Час пуску при підйомі номінального вантажу:



w - кутова швидкість двигуна;

Час пуску при опусканні номінального вантажу:



Прискорення при пуску номінального вантажу, що піднімається:



Середньоквадратичний момент:



де S_tп – сумарний час пуску протягом одного циклу; S_tп=41 с

S_tу – загальний час сталого руху; S_tу=147 с;

b - коефіцієнт, що враховує погіршення умов охолоджування під час пауз; b=0,85



Еквівалентна потужність по нагріву:



Отже, вибраний двигун задовольняє умові нагріву (N_э £ N_н).
2.1.8. Розрахунок гальма
Гальмо встановлюється на швидкохідному валу редуктора. Розрахунковий гальмовий момент:



де k_т – коефіцієнт запасу гальмування; k_т=1,75 для легкого РР [3. табл.. 18];

М_ст.т – статичний момент на валу двигуна при гальмуванні:





По каталогу вибираємо гальмо двохколодочні ТКГ-500м з найбільшим гальмовим моментом 2500 Н м, відрегульований на розрахунковий момент [2. табл. V.2.23.].
2.1.9. Вибір сполучних муфт
Виходячи з діаметру гальмового шківа між двигуном і редуктором встановлюємо втулково-пальцеву муфту МУВП з гальмівним шківом D_т=400 мм, з найбільшим моментом, що передається, 8000 Н м [2. табл.. V.2.41.].

Сполучна муфта перевіряється по номінальному моменту:



де k₁ – коефіцієнт, що враховує ступінь відповідальності муфти; k₁=1,3 для механізму підйому [2. табл. V.2.36.];

k₂ – коефіцієнт, що враховує умови роботи; k₂=1,2 [2. табл. V.2.37.]





Між барабаном і редуктором встановлюємо зубчату муфту. Що крутить момент, що передається муфтою:



де S_max – максимальне натягнення гілки каната;

h_б – ККД барабана;



З каталогу вибираємо стандартну зубчату муфту №10 з модулем m=6мм, числом зубів z=56, шириною зуба b=40 мм, найбільшим моментом, що передається муфтою 50000 Н м [2. табл. V.2.39].



2.2. Розрахунок механізму пересування візка
2.2.1 Кінематична схема механізму пересування візка:



2.2.2. Розрахунок опіру пересування візка:



Q – номінальна маса вантажу, що піднімається, з урахуванням ваги захватного органу;

Q=35000 кг;

G_т – маса візка крана; G_т=53520 кг;

D_к – діаметр ходового колеса візка;

D_к=0,63 м, колесо двохреборне, з циліндровим профілем, ширина робочої доріжки 0,125 м [2. табл. V.2.43.];

d – діаметр цапфи:

d = (0,25 ¸ 0,30)D_к = (0,25 ¸ 0,30) 0,63 = 0,1 ¸ 0,11 = 0,102 м;

Приймаємо d=0,102 м;

f – коефіцієнт тертя в підшипниках коліс; f = 0,015; підшипник сферичний дворядний;

m - коефіцієнт тертя кочення колеса по плоскій рейці; m = 0,06; колесо із сталі [2. VI.3.2.];

k_р – коефіцієнт, що враховує опір від тертя реборд коліс об рейки; k_р = 1,5 [2. VI.3.3.];

W_ук – опір пересуванню від ухилу;



a - розрахунковий кут підкранового шляху; a = 0,002 для шляхів, що укладаються на металевих балках;

,

W_в – опір пересуванню від дій вітрового навантаження;

 ,

r_в – питоме вітрове навантаження;

,

q_o – швидкісний натиск вітру на висоті 10 м;



V – швидкість вітру, V = 15 м/с;

,

n_в – коефіцієнт, що враховує зростання швидкісного натиску залежно від висоти установки крана над поверхнею землі (води); n_в = 1,32;

с – аеродинамічний коефіцієнт; с = 1,2 для коробчатих конструкцій;

b - коефіцієнт динамічності, що враховує пульсуючий характер вітрового навантаження; b = 1

,

F – навітряна площа конструкції візка і вантажу; F = 65 м2;





Опір пересуванню візка складає 34900 Н.
2.2.3. Потужність двигуна і вибір редуктора
Розрахунок приведеного опору пересування візка:



де W_ст – статичний опір пересуванню візка;

G_т – маса кранового візка;

Q – Номінальна маса вантажу, що підіймається;

а – середнє прискорення візка при пуске, а=0,25 м/с²;

h_м – загальне ККД механізму, h_м = 0,9; [1. табл. II.1.7.]

y_ср – середня кратність пускового моменту, y_ср = 2,0;



Потужність електродвигуна складає:

Потужність двигунів механізму пересування візка складає 59,4 кВт, отже, один двигун має потужність N=14,85 кВт.

Заздалегідь по каталогу вибираємо електродвигун типа 4А160М6ОМ2, потужністю N=15 кВт, частотою обертання n=975 об/хв., w=102,5, моментом інерції ротора Jр=0,073 кг м. [5]

Частота обертання колеса візка:



Розрахункове передавальне число редуктора:



По каталогу приймаємо редуктор типа ВКН-630 з передавальним числом U=100, виконання по схемі 2. [2. табл. V.1.51.]

Фактична частота обертання колеса:



Фактична швидкість пересування візка з номінальним вантажем:



Мінімальний час пуску двигуна ненавантаженого візка:



де а_п.мах – максимально допустиме прискорення ненавантаженого візка;



де j - коефіцієнт зчеплення ведучого колеса з рейкою;

j=0,12 для кранів, що працюють на відкритому повітрі [3. c. 110];





Статистичний момент опору пересуванню ненавантаженого візка, приведений до валу двигуна:



Момент інерції рухомих мас візка, приведений до валу двигуна:



де J_р.м – момент інерції ротора двигуна;



Визначимо середній пусковий момент двигуна для розгону ненавантаженого візка з умови відсутності пробуксовування привідних коліс і наявності необхідного запасу зчеплення:



Розрахункова потужність:



Для приводу механізму пересування візка остаточно вибираємо електродвигун 4А 160М6 ОМ2, з номінальнім моментом М_н= 147 Нм.

Середній пусковий момент:



Фактичний час пуску двигуна навантаженого візка:



Фактичне прискорення при розгоні ненавантаженого візка:


2.2.4 Розрахунок гальмівного моменту і вибір гальма:
При гальмуванні візка без вантажу допустиме максимальне прискорення, при якому забезпечується запас зчеплення коліс з рейками 1,2, визначається по формулі:



Час гальмування візка без вантажу виходячи з максимального допустимого прискорення:



Величина гальмівного шляху, що допускається:



Мінімальний допустимий час гальмування:



Гальмівний момент розраховується по наступній формулі:













Приймаємо колодочні гальма з гідротовкачем типа ТТ з найбільшим гальмовим моментом 100 Н м, діаметром гальмового шківа 160 мм, шириною колодки 75 мм, тип гідротовкача ТЕГ-16 з тяговим зусиллям 160 Н. Гальма регулюється на необхідний гальмовий момент [2. табл. V.2.23.].


2.3. Розрахунок механізму пересування крана
2.3.1. Кінематична схема механізму пересування перевантажувача:



2.3.2. Розрахунок опору пересуванню крана:



Q – номінальна маса вантажу, що піднімається, з урахуванням ваги захватного органу; Q=35000 кг;

G_к – маса крана з візком; G_к=430000 кг;

D_к – діаметр ходового колеса крана; D_к=0,8 м, колесо двохреборне, з циліндровим профілем, ширина робочої доріжки 0,17 м [2. табл. V.2.43.];

d – діаметр цапфи:

d = (0,2 ¸ 0,25)D_к = (0,2 ¸ 0,25) 0,8 = 0,16 ¸ 0,2 = 0,18 м;

Приймаємо d=0,18 м;

f – коефіцієнт тертя в підшипниках коліс; f = 0,015; підшипник сферичний дворядний;

m - коефіцієнт тертя кочення колеса по плоскій рейці; m = 0,06; колесо із сталі [2. VI.3.2.];

k_р – коефіцієнт, що враховує опір від тертя реборд коліс об рейки; k_р = 1,5 [2. VI.3.3.];

W_ук – опір пересуванню від ухилу:



a - розрахунковий кут підкранового шляху; a = 0,002 для шляхів, що укладаються на металевих балках зі залізобетонним фундаментом;



W_в – опір пересуванню від дій вітрового навантаження;



r_в – питоме вітрове навантаження;



q_o – швидкісний натиск вітру на висоті 10 м;

,

V – швидкість вітру;

V = 15 м/с для регіону міста Іллічівськ;



n_в – коефіцієнт, що враховує зростання швидкісного натиску залежно від висоти установки крана над поверхнею землі (води);

n_в = 1,32;

с – аеродинамічний коефіцієнт;

с = 1,2 для коробчатих конструкцій;

b - коефіцієнт динамічності, що враховує пульсуючий характер вітрового навантаження;

b = 1;



F – навітряна площа конструкції крана і вантажу;

F = 270 м²;





Опір пересуванню крана складає 1067 кН.
2.3.3. Потужність двигуна і вибір редуктора
Розрахунок приведеного опору пересування крана:



де W_ст – статичний опір пересуванню візка;

G_т – маса крана, G_т =430000 кг;

Q – Номінальна маса вантажу, що підіймається;

а – середнє прискорення крану при пуске, а=0,1 м/с²;

h_м – загальне ККД механізму, h_м = 0,9; [1. табл. II.1.7.]

y_ср – середня кратність пускового моменту, y_ср = 2,0;



Потужність електродвигуна складає:




Потужність двигунів механізму пересування крана складає 163,3 кВт, отже, один двигун має потужність N=20,4 кВт.

Заздалегідь по каталогу вибираємо електродвигун типа 4А200L8OM2, потужністю N=22 кВт, частотою обертання n=730 об/хв, w=76,41; моментом інерції ротора Jр=0,18 кг м, з номінальним моментом М_н=288 Н м [5].

Частота обертання колеса крана:



Розрахункове передавальне число редуктора:



Розрахункова потужність редуктора:







По каталогу приймаємо редуктор типа ВКН - 630 з передавальним числом U=125, виконання по схемі 2 [2. табл. V.1.51.].

Фактична частота обертання колеса:



Фактична швидкість пересування крана з номінальним вантажем:



Мінімальний час пуску двигуна ненавантаженого крана:



де а_п.мах – максимально допустиме прискорення ненавантаженого крана;



де j - коефіцієнт зчеплення ведучого колеса з рейкою;

j=0,12 для кранів, що працюють на відкритому повітрі [3. c. 110];





Статистичний момент опору пересуванню ненавантаженого крана, приведений до валу двигуна:



Момент інерції рухомих мас крана, приведений до валу двигуна:



де J_р.м – момент інерції ротора двигуна;



Визначимо середній пусковий момент двигуна для розгону ненавантаженого крана з умови відсутності пробуксування привідних коліс і наявності необхідного запасу зчеплення:



Розрахункова потужність:



Для приводу механізму пересування візка остаточно вибираємо електродвигун 4А 200L8 ОМ2.

Середній пусковий момент:



Фактичний час пуску двигуна навантаженого крана:



Фактичне прискорення при розгоні ненавантаженого крана:


2.3.4. Розрахунок гальмового моменту і вибір гальма
При гальмуванні крана без вантажу допустиме максимальне прискорення, при якому забезпечується запас зчеплення коліс з рейками 1,2, визначається по формулі:



Час гальмування крана без вантажу виходячи з максимального допустимого прискорення:



Величина гальмового шляху, що допускається:



Мінімальний допустимий час гальмування:



Гальмовий момент розраховується по наступній формулі:













Приймаємо колодочні гальма з гідротовкачем типу ТТ з найбільшим гальмовим моментом 200 Н м, діаметром гальмового шківа 200 мм, шириною колодки 95 мм, тип гідротовкача ТЕГ-25 з тяговим зусиллям 250 Н. Гальма регулюється на необхідний гальмовий момент [2. табл. V.2.23.].