Файл: Введение 2 Общие схемы крана, описание устройства, конструкция, работа 3.docx
Добавлен: 19.03.2024
Просмотров: 97
Скачиваний: 0
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
р/η (2.7.4.1)
где Тт тормозной момент, кН∙м (см. табл. 1.3.4.1); iр передаточное число редуктора (см. табл. 2.3.5.1); η=0,91 см. форм. 2.7.1.2.
Ттк=0,12∙25/0,91=3,3 (кН∙м).
Движение ―юзом‖ не возникнет, если
Тсц0≥Ттк; (2.7.4.2)
где Тсц0=3,21 (кН∙м) момент сил сцепления колеса с рельсом (см. форм. 2.7.3.3.).
Поскольку возможно движение юзом при торможении порожней тележки, необходимо отрегилировать тормоз на меньший тормозной момент.
Тормозной момент (регулировочный) Тт=115 (Н∙м). По формуле 2.7.4.1
Ттк=0,115∙25/0,91=3,16 (кН∙м).
По условию 2.7.4.2
3,21>3,16.
Движения ―юзом‖ не будет.
Наибольшее время разгона механизма поворота получается при разгоне с грузом, а уклон пути препятствует движению.
Номинальный момент двигателя Tдв=9550·Nдв/nдв=9550·18/965=178 (Н·м); Среднепусковой момент двигателя (см. форм. 2.5.2.2) Tп.ср=178·1,6=284,8 (Н·м);
Момент статических сопротивлений, приведенный к валу двигателя (см. форм. 4.7 [8])
Tст.р= W Dк
2 iр
η=ηр·ηмувп·η
, (2.8.1.1)
2∙ηк2 =0,94·0,99·0,992∙0,992≈0,9;
мз
Tст.р= 28,77 0,56 =0,36 (кН·м).
2 25 0,9
Jмех.р=2·Jвр+Jпост,
Момент инерции вращающихся масс, расположенных на первом валу механизма; J1=Jр.дв+Jмувп+Jт.ш; (2.8.1.2)
Момент инерции тормозного шкива
Jт.ш.=mт.ш.·ξт.ш·Dт.ш2/4; (2.8.1.3)
где mт.ш масса тормозного шкива; по аналогии с существующими тормозными шкивами схожего диаметра mт.ш≈2 (кг);
ξт.ш=0,6 коэффициент, учитывающий распределенность массы шкива; Jт.ш.=2·0,6·0,12/4=0,003 (кг∙м2);
По формуле 2.8.1.2 J1=0,5+1,5+0,003≈2 (кг·м2);
По формуле 2.5.2.4 Iвр=1,2·2=2,4 (кг·м2);
Момент инерции при разгоне поступательно движущихся частей механизма, приведенный к валу двигателя (см. форм. 4.5 [8]):
m D2
Jпост= тк, (2.8.1.4)
р
4i2
Jпост=
(45 18) 0,562
4 252 0,9
=0,0088 (т·м2);
Iмех.р=2·2,4+8,8=13,6 (кг·м2);
Угловая скорость двигателя ω=πn/30=3,14·965/30=101;
tр=
10113,6
2 284,8 360
=6,5 (с);
Что близко к рекомендуемому ВНИИПТМАШ равному 56 с (см. рис. 4.1[8]).
Проверка проводится для случая, когда кран нагружен, а уклон способствует движению (см. форм. 2.7.2.1)
Момент инерции поступательно движущихся частей механизма при торможении, приведенный к валу двигателя (см. форм. 4.21 [8]):
m D2
Jпост.т= втк; (2.8.2.1)
р
4i2
Jпост.т=
(45 18) 0,562 0,9
4 252
=0,0071 (т·м2);
По формуле 2.5.2.4 Jмех.т=2,4+7,1=9,5 (кг·м2);
Момент статических сопротивлений при торможении, приведенный к валу двигателя (см. форм. 4.22 [8])
Тст.т= Wст.т Dк
2 iр
, (2.8.2.2)
Сопротивление передвижению, с учетом уклона, способствующего движению: Wст.т=Wтр.т-Wу; (2.8.2.3)
Силы трения (см. форм. 2.4.3.2)
2 f
Wтр.т=Gтг
доп
, (2.8.2.4)
где Gтг вес тележки с грузом, кН;
Wтр.т=618,03· 2 0,6 0,02 125 2,5 =10,2 (кН);
560
По формуле 2.8.2.3 Wст.т=10,2-1,24=8,96 (кН).
По формуле 2.8.2.2
Тст.т= 8,96 0,56 =0,11 (кН·м);
2 25 0,9
tт=
101 9,5
2 22 110
=6,2 (с);
Полученное время торможения приблизительно равно времени разгона механизма. Тормоз
подходит.
Проверка производится для случая, когда кран не нагружен и реборды колес не задевают за головки рельсов.
Значение запаса сцепления может быть определено по выражению (см. форм. 4.26 [8])
k = Тсц.0 ,
сц Т
дин. р
где Тдин.р динамический момент при разгоне, возникающий в трансмиссионном валу в следствии ударно-упругого нагружения, когда в трансмиссии выбирается зазор;
Нагрузка на приводные колеса, кН (см. форм. 2.4.1.1)
Pк.пр
=Nк.min
= Gт
L1
L1
2My ; (2.8.3.1)
L2
где L1=5,34 (м), L2=5,7 (м) см. рис. 2.4.1.1.
Мх=20,75 (кН·м); (см. разд. 2.7.3) Мy=27,14 (кН·м);
Мвт=4,1 (кН·м);
Нагрузка на первое приводное колесо
P = 45 9,81 2 20,75 2 4,1 2 27,14 =91,5 (кН);
к.пр.1 4
5,34
5,34
5,7
Нагрузка на второе приводное колесо
P = 45 9,81 2 20,75 2 4,1 2 27,14 =110,6 (кН);
к.пр.2 4
5,7
Расчет будем вести для менее нагруженного колеса. По формуле 2.7.3.5
Fсц.0=0,2·91,5=18,3 (кН).
По формуле 2.7.3.3 Тсц.0=18,3·0,56/2=5,13 (кН·м);
С учетом динамики нагружения трансмиссионного вала значение Тдин.р может быть определено по формуле (см. форм. 4.29 [8])
Тдин.р≈Тдв·kм.р(1+
), (2.8.3.2)
где Тдв среднепусковой момент двигателя, уменьшенный на момент сил инерции вращающихся частей механизма и приведенный к оси колеса;
kм.р коэффициент, учитывающий соотношение масс в механизме при разгоне; c коэффициент жесткости тихоходного участка трансмиссии;
φ угловой зазор в муфтах трансмиссионного вала; Му0=0,009 (кН·м) (см. 2.4.7.3);
Ттр0=0,087 (кН·м) (см. форм. 2.4.7.2); Тст.р.о=87-9=78 (Н·м);
Сила сопротивления приведенная к задней оси: Тст.р.о1к=78/2=39 (Н·м);
По формуле 2.8.1.4
45 0,562 2
Jпост.р.о= 4 252 0,9 =0,0063 (т·м ); (см. 8.1); Jмех.р.о=2,4+6,3/2=5,55 (кг·м2);
По формуле 2.7.3.9
εр.о≈ 285 39 =44,32 (с-2);
5,55
По формуле 2.7.3.8 Тин.вр=2,4·44,32=106,4 (Н·м);
По формуле 2.7.3.7
Тдв=(285-106,4)·25·0,9/1000≈4 (кН·м);
[8]):
Коэффициент, учитывающий соотношение масс в механизме при разгоне (см. форм. 4.40
kм.р=Jпост.р.о/Jмех.р.о; (2.8.3.3)
kм.р=6,3/2·5,55=0,56;
Коэффициент жесткости тихоходного участка трансмиссии с учетом податливости зубьев, подшипников, шпоночных соединений и муфт можно определить по соотношению:
c≈0,3cтр.в; (2.8.3.4)
где cтр.в условный коэффициент жесткости трансмиссионного вала, рассчитанный в предположении, что вал имеет один диаметр на всем расстоянии от тихоходного зубчатого колеса редуктора до ходового колеса, соединительных муфт нет и зубчатое и ходовое колеса выполнены заодно с валом.
cтр.в=Gупр·Jтр.в/lуч, (2.8.3.5)
где Gупр модуль упругости второго рода; для стали Gупр=7,943·104 Мпа; Jтр.в полярный момент инерции поперечного сечения вала;
lуч длина трансмиссионного вала; по аналогии с предыдущими конструкциями lуч=5 м.
Jтр.в=πd 4/32, (2.8.3.6)
тр.в
где dтр.в диаметр трансмиссионного вала. Значение dтр.в (мм) можно определить из расчета на кручение.
Для круглого сплошного вала
(2.8.3.7)
Полярный момент сопротивления сечения
где Тт тормозной момент, кН∙м (см. табл. 1.3.4.1); iр передаточное число редуктора (см. табл. 2.3.5.1); η=0,91 см. форм. 2.7.1.2.
Ттк=0,12∙25/0,91=3,3 (кН∙м).
Движение ―юзом‖ не возникнет, если
Тсц0≥Ттк; (2.7.4.2)
где Тсц0=3,21 (кН∙м) момент сил сцепления колеса с рельсом (см. форм. 2.7.3.3.).
Поскольку возможно движение юзом при торможении порожней тележки, необходимо отрегилировать тормоз на меньший тормозной момент.
Тормозной момент (регулировочный) Тт=115 (Н∙м). По формуле 2.7.4.1
Ттк=0,115∙25/0,91=3,16 (кН∙м).
По условию 2.7.4.2
3,21>3,16.
Движения ―юзом‖ не будет.
-
Проверочный расчет механизма передвижения тележки-
Проверка механизма передвижения на время разгона
-
Наибольшее время разгона механизма поворота получается при разгоне с грузом, а уклон пути препятствует движению.
Номинальный момент двигателя Tдв=9550·Nдв/nдв=9550·18/965=178 (Н·м); Среднепусковой момент двигателя (см. форм. 2.5.2.2) Tп.ср=178·1,6=284,8 (Н·м);
Момент статических сопротивлений, приведенный к валу двигателя (см. форм. 4.7 [8])
Tст.р= W Dк
2 iр
η=ηр·ηмувп·η
, (2.8.1.1)
2∙ηк2 =0,94·0,99·0,992∙0,992≈0,9;
мз
Tст.р= 28,77 0,56 =0,36 (кН·м).
2 25 0,9
Jмех.р=2·Jвр+Jпост,
Момент инерции вращающихся масс, расположенных на первом валу механизма; J1=Jр.дв+Jмувп+Jт.ш; (2.8.1.2)
Момент инерции тормозного шкива
Jт.ш.=mт.ш.·ξт.ш·Dт.ш2/4; (2.8.1.3)
где mт.ш масса тормозного шкива; по аналогии с существующими тормозными шкивами схожего диаметра mт.ш≈2 (кг);
ξт.ш=0,6 коэффициент, учитывающий распределенность массы шкива; Jт.ш.=2·0,6·0,12/4=0,003 (кг∙м2);
По формуле 2.8.1.2 J1=0,5+1,5+0,003≈2 (кг·м2);
По формуле 2.5.2.4 Iвр=1,2·2=2,4 (кг·м2);
Момент инерции при разгоне поступательно движущихся частей механизма, приведенный к валу двигателя (см. форм. 4.5 [8]):
m D2
Jпост= тк, (2.8.1.4)
р
4i2
Jпост=
(45 18) 0,562
4 252 0,9
=0,0088 (т·м2);
Iмех.р=2·2,4+8,8=13,6 (кг·м2);
Угловая скорость двигателя ω=πn/30=3,14·965/30=101;
tр=
10113,6
2 284,8 360
=6,5 (с);
Что близко к рекомендуемому ВНИИПТМАШ равному 56 с (см. рис. 4.1[8]).
-
Проверка механизма передвижения на время торможения
Проверка проводится для случая, когда кран нагружен, а уклон способствует движению (см. форм. 2.7.2.1)
Момент инерции поступательно движущихся частей механизма при торможении, приведенный к валу двигателя (см. форм. 4.21 [8]):
m D2
Jпост.т= втк; (2.8.2.1)
р
4i2
Jпост.т=
(45 18) 0,562 0,9
4 252
=0,0071 (т·м2);
По формуле 2.5.2.4 Jмех.т=2,4+7,1=9,5 (кг·м2);
Момент статических сопротивлений при торможении, приведенный к валу двигателя (см. форм. 4.22 [8])
Тст.т= Wст.т Dк
2 iр
, (2.8.2.2)
Сопротивление передвижению, с учетом уклона, способствующего движению: Wст.т=Wтр.т-Wу; (2.8.2.3)
Силы трения (см. форм. 2.4.3.2)
2 f
Wтр.т=Gтг
-
dцk Dк
доп
, (2.8.2.4)
где Gтг вес тележки с грузом, кН;
Wтр.т=618,03· 2 0,6 0,02 125 2,5 =10,2 (кН);
560
По формуле 2.8.2.3 Wст.т=10,2-1,24=8,96 (кН).
По формуле 2.8.2.2
Тст.т= 8,96 0,56 =0,11 (кН·м);
2 25 0,9
tт=
101 9,5
2 22 110
=6,2 (с);
Полученное время торможения приблизительно равно времени разгона механизма. Тормоз
подходит.
-
Проверка запаса сцепления колес с рельсами
Проверка производится для случая, когда кран не нагружен и реборды колес не задевают за головки рельсов.
Значение запаса сцепления может быть определено по выражению (см. форм. 4.26 [8])
k = Тсц.0 ,
сц Т
дин. р
-
Ту.о.к
-
Ттр.о.к
где Тдин.р динамический момент при разгоне, возникающий в трансмиссионном валу в следствии ударно-упругого нагружения, когда в трансмиссии выбирается зазор;
Нагрузка на приводные колеса, кН (см. форм. 2.4.1.1)
Pк.пр
=Nк.min
= Gт
1 ... 6 7 8 9 10 11 12 13 14
n
-
2Mx
L1
-
2Mвт
L1
2My ; (2.8.3.1)
L2
где L1=5,34 (м), L2=5,7 (м) см. рис. 2.4.1.1.
Мх=20,75 (кН·м); (см. разд. 2.7.3) Мy=27,14 (кН·м);
Мвт=4,1 (кН·м);
Нагрузка на первое приводное колесо
P = 45 9,81 2 20,75 2 4,1 2 27,14 =91,5 (кН);
к.пр.1 4
5,34
5,34
5,7
Нагрузка на второе приводное колесо
P = 45 9,81 2 20,75 2 4,1 2 27,14 =110,6 (кН);
к.пр.2 4
5,34
5,34
5,7
Расчет будем вести для менее нагруженного колеса. По формуле 2.7.3.5
Fсц.0=0,2·91,5=18,3 (кН).
По формуле 2.7.3.3 Тсц.0=18,3·0,56/2=5,13 (кН·м);
С учетом динамики нагружения трансмиссионного вала значение Тдин.р может быть определено по формуле (см. форм. 4.29 [8])
Тдин.р≈Тдв·kм.р(1+), (2.8.3.2)
где Тдв среднепусковой момент двигателя, уменьшенный на момент сил инерции вращающихся частей механизма и приведенный к оси колеса;
kм.р коэффициент, учитывающий соотношение масс в механизме при разгоне; c коэффициент жесткости тихоходного участка трансмиссии;
φ угловой зазор в муфтах трансмиссионного вала; Му0=0,009 (кН·м) (см. 2.4.7.3);
Ттр0=0,087 (кН·м) (см. форм. 2.4.7.2); Тст.р.о=87-9=78 (Н·м);
Сила сопротивления приведенная к задней оси: Тст.р.о1к=78/2=39 (Н·м);
По формуле 2.8.1.4
45 0,562 2
Jпост.р.о= 4 252 0,9 =0,0063 (т·м ); (см. 8.1); Jмех.р.о=2,4+6,3/2=5,55 (кг·м2);
По формуле 2.7.3.9
εр.о≈ 285 39 =44,32 (с-2);
5,55
По формуле 2.7.3.8 Тин.вр=2,4·44,32=106,4 (Н·м);
По формуле 2.7.3.7
Тдв=(285-106,4)·25·0,9/1000≈4 (кН·м);
[8]):
Коэффициент, учитывающий соотношение масс в механизме при разгоне (см. форм. 4.40
kм.р=Jпост.р.о/Jмех.р.о; (2.8.3.3)
kм.р=6,3/2·5,55=0,56;
Коэффициент жесткости тихоходного участка трансмиссии с учетом податливости зубьев, подшипников, шпоночных соединений и муфт можно определить по соотношению:
c≈0,3cтр.в; (2.8.3.4)
где cтр.в условный коэффициент жесткости трансмиссионного вала, рассчитанный в предположении, что вал имеет один диаметр на всем расстоянии от тихоходного зубчатого колеса редуктора до ходового колеса, соединительных муфт нет и зубчатое и ходовое колеса выполнены заодно с валом.
cтр.в=Gупр·Jтр.в/lуч, (2.8.3.5)
где Gупр модуль упругости второго рода; для стали Gупр=7,943·104 Мпа; Jтр.в полярный момент инерции поперечного сечения вала;
lуч длина трансмиссионного вала; по аналогии с предыдущими конструкциями lуч=5 м.
Jтр.в=πd 4/32, (2.8.3.6)
тр.в
где dтр.в диаметр трансмиссионного вала. Значение dтр.в (мм) можно определить из расчета на кручение.
Для круглого сплошного вала
(2.8.3.7)Полярный момент сопротивления сечения