Файл: Курсовой проект по дисциплине Грузоподъемные машины.docx

Выбор электродвигателя для механизма подъема производится по расчетной мощности , при режиме работы ПВ=40%:

, где - коэффициент использования двигателя в зависимости от типа поднимаемого груза; - коэффициент запаса, определяемый условиями работы при повышенной температуре окружающей среды; - коэффициент использования двигателя при регулировании скорости; - коэффициент относительной продолжительности включения; - коэффициент дополнительных пускотормозных нагрузок; - мощность статической нагрузки при подъеме номинального груза с номинальной скоростью, кВт.

, гдеQ – масса груза, кг; – масса крюковой подвески;V_К.П – номинальная скорость подъема груза, м/с; – КПД всего механизма (0,80…0,85).

кВт.

кВт

Требуемую мощность обеспечит двигатель 4MTН 280 L6 ГОСТ 185–70, имеющий следующие параметры:

номинальная мощность двигателя Nдв = 110 кВт;

частота вращения вала двигателя n_дв = 1000 об/мин;

максимальный момент М_max= 1083Н∙м;

масса двигателя m_дв = 750кг.

---

2.1.8. Выбор редуктора

Для обеспечения заданной скорости подъёма груза редуктор должен иметь передаточное число:

, где - диаметр барабана, м; n_ДВ – частота вращения вала двигателя, об/мин; - скорость подъема, м/мин; - кратность полиспаста.



Необходимо принять стандартное передаточное число, .

Эквивалентный момент:

, где - максимальный вращающий момент на тихоходном

валу; – коэффициент интенсивности режима нагружения; – базовое число циклов перемены напряжений, принимаем .

Параметр определяется формулой: ,где K_I = 3600 – коэффициент для передач с односторонней нагрузкой (механизм подъема);

n – частота вращения тихоходного вала редуктора, с^–1;

с^–1

n_w – число зубчатых колес, сцепляющихся с тихоходным колесом редуктора (для мостовых кранов n_w = 1);

– норма времени работы редуктора по ГОСТ 25835–83, ч, применяется в зависимости от класса использования, равная 6300 ч.

---

Максимальный вращающий момент на тихоходном валу рассчитывается по формуле:

,где , -вес груза и крюковой подвески; –ускорение груза при пуске; – КПД барабана; t_min – минимальное время разгона при пуске. В предварительных расчетах его можно принимать равным 1с.;

G_п – вес крюковой подвески;

21845,19Н∙м;

кН∙м.

Выбранный редуктор проверяется на перегрузочную способность:



Н∙м

Исходя из конструктивных соображений, выбираем редуктор Ц2–650 со следующими параметрами: вращающий момент на тихоходном валу М_Т = 36,5кН∙м;U = 25; межосевое расстояние a_w = 650 мм; масса редуктора 1100 кг.

2.1.9. Выбор муфт

Муфты выбираютпо наибольшему диаметру концов соединяемых валов. Затем проверяют прочность муфты из условия

, где Т_Н – номинальный крутящий момент;К₁ – коэффициент ответственности; К₂ – коэффициент условий работы машины; К₃ – коэффициент углового смещения.

Крутящий момент определяется при подъеме номинального веса груза с постоянной скоростью

Н∙м

Н∙м



, условие выполняется.

Принимаем МЗП-5.

---

2.1.10. Выбор тормоза

Выбор тормоза механизма подъема осуществляется по расчетной величине тормозного момента, который определяется из условия надежного удержания груза на весу:

, гдеT_ст – статический момент при торможении от веса груза на тормозном валу;K_т – коэффициент запаса торможения.

Статический момент от веса груза

, где – КПД механизма подъема на участке от груза до тормоза; – передаточное число механизма от барабана до вала, на котором установлен тормоз.

Н·м



Н·м.

Принимаем тормоз ТКГ–400 со следующими параметрами:

Диаметр тормозного шкива – 400 мм; наибольший тормозной момент 1500Н∙м; масса тормоза – 95 кг.

2.1.11. Кинематическая схема

Рис. 2. Кинематическая схема механизма подъема

2.2. Механизм передвижения тележки

2.2.1. Выбор кинематической схемы

Рис. 3. Кинематическая схема механизма передвижения

2.2.2. Выбор колес

Выбор колес производится по максимальной статической нагрузке:

, гдеG_г, G_т вес номинального груза главного подъема и тележки соответственно;  число ходовых колес;К_н =1,1…1,2 коэффициент неравномерности распределения нагрузки на колеса.

Вес тележки в предварительных расчетах можно определить из ориентировочных соотношений:

---

G_T=(0,25…0,35) G_Г при режимах 1М…4М

Н

По ГОСТ 28648–90 выбираем при нагрузке от 100 до 200 кН диаметр ходового колеса D_к = 400 мм.

2.2.3. Определение сопротивления движению тележки

Полное статическое сопротивление передвижению тележки при работе в помещении:

W_СТАТ=W_ТР+W_У, где W_тр сопротивление сил трения;W_у сопротивление от уклона путей.

Сопротивление сил трения, приведенных к ободу ходового колеса:

,где - вес крюковой подвески;

f  коэффициент трения в подшипниках колес; коэффициент трения качения колес по рельсу;K_Р = 2,5 – коэффициент учитывающий сопротивление трению реборд; d  диаметр посадки подшипника на вал ходового колеса.

=4666,9 Н

Сопротивление от уклона пути:

W_у = (G_т+G_г+G_П), где = 0,002  уклон рельсового пути.

W_у = 0,0029,81(9600+32000+687)=829,67Н.

W_СТАТ=4666,9 + 829,67 = 5496,57 Н

2.2.4. Расчет и выбор электродвигателя механизма передвижения тележки

Выбор электродвигателя производится в соответствии с ОСТ 24.090.85-88, который предусматривает вычисления расчетной мощности, необходимой для разгона тележки: Р_Р=Р_СТ+Р_ДИН, где Р_СТ,Р_ДИН – мощность, затрачиваемая на преодоление статических и динамических нагрузок соответственно.

Расчетная мощность двигателя механизма передвижения тележки:

, где v_т – скорость движения тележки;

- допускаемое ускорение тележки, м/с²; =1,15 – коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся масс механизма; К₁= 0,7 – коэффициент использования двигателя по пусковому моменту; = 2,5 – кратность отношения максимального пускового момента двигателя к номинальному; 

---