Расчет механизмов – козлового консольного крана грузоподъемностью 8 тонн

1







Содержание

1 Введение                                                                      2



2 Исходные данные                                                       3



3 Расчёт механизма подъема груза                              4



4 Расчёт механизма перемещения крана                    10



5 Расчёт механизма перемещения тележки                14



6 Выбор приборов безопасности                                  18



7 Литература                                                                   19

 







































Введение

Козловые краны применяют для обслуживания открытых складов и погрузочных площадок, монтажа сборных строительных сооружений и оборудования, промышленных предприятии, обслуживания гидротехнических сооружений, перегрузки крупнотоннажных контейнеров и длинномерных грузов. Козловые краны выполняют преимущественно крюковыми или со специальными захватами.

В зависимости от типа моста, краны делятся на одно- и двухбалочные. Грузовые тележки бывают самоходными или с канатным приводом. Грузовые тележки двухбалочных кранов могут иметь поворотную стрелу.

Опоры крана устанавливаются на ходовые тележки, движущиеся по рельсам. Опоры козловых кранов выполняют двухстоечными равной жёсткости, или одну -жёсткой, другую -гибкой(шарнирной).

Для механизмов передвижения козловых кранов предусматривают раздельные приводы. Приводными выполняют не менее половины всех ходовых колёс.

Обозначение по ГОСТ : Кран козловой 540-33 ГОСТ 7352-75

















































Исходные данные.

 Таблица № 1.

Грузоподъемность крана

	8 тонн

Пролет

	25 метров

	Высота консолей

	4,5 метра

	Скорость подъема груза

	0,2 м/с

	Скорость передвижения тележки

	38 м/мин

	Скорость передвижения крана

	96 м/мин

	Высота подъема 

	9 метров

	Режим работы

	5к

	















































Расчет механизма подъема груза.

	Механизм подъёма груза предназначен для перемещения груза в вертикальном направлении. Он выбирается в зависимости от грузоподъёмности. 

	Привод механизма подъёма и опускания груза включает в себя лебёдку механизма подъёма. Крутящий момент, создаваемый электродвигателем передаётся на редуктор через муфту. Редуктор предназначен для уменьшения числа оборотов и увеличения крутящего момента на барабане.

Барабан предназначен для преобразования вращательного движения привода в поступательное движение каната.

Усилие в канате набегающем на барабан, H:

Fб=Qg/zun0=8000*9,81/2*2*0,99=19818

где: Q-номинальная грузоподъемность крана, кг;

        z - число полиспастов в системе;

        un – кратность полиспаста;

        0 – общий КПД полиспаста и обводных блоков;

Поскольку обводные блоки отсутствуют, то

			0=п=(1 - nблUп)/un(1-бл)=(1-0,982)/2*(1-0,98)=0,99

	Расчетное разрывное усилие в канате при максимальной нагрузке на канат Fк=Fб=19818 Н и k=5,5

                        FFк*k=19818*5,5=108999 Н

где: Fк – наибольшее натяжение в канате (без учета динамических

                          нагрузок), Н;

        k – коэффициент запаса прочности (для среднего режима работы

              k=5,5).

Принимаем канат по ГОСТ 2688 – 80 двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6х19(1+6+6/6+1 о.с) диаметром 15 мм имеющий при маркировочной группе проволок 1764 Мпа разрывное усилие F=125500 Н.

Канат – 11 – Г – 1 – Н – 1764 ГОСТ 2688-80



Фактический коэффициент запаса прочности:

kф=F/Fб=125500/19818=6,33>k=5,5



Требуемый диаметр барабана по средней линии 

навитого стального каната, мм

			Dd*e=15*25=375 

где: d – диаметр каната

        е – коэффициент зависящий от типа машины, привода механизма и

              режима работы машины механизма.

Принимаем диаметр барабана D=400 мм.

Длина каната навиваемого на барабан с одного полиспаста при z1=2 и

z2=3, м:  

			Lк=H*Uп+*D(z1+z2)=9*2+3,14*0,4(2+3)=24,28 

где: Н – высота поднимаемого груза;

       Uп – кратность полиспаста;

       D – диаметр барабана по средней линии навитого каната;

       z1 – число запасных ( неиспользуемых ) витков на барабане до места 

              крепления: (z1=1,5…2)

       z2 – число витков каната, находящихся под зажимным устройством на 

              барабане: z2=3…4.

Рабочая длина барабана, м:

	Lб=Lk*t/*m(m*d+D)*=24,28*0,017/3,14*1(1*0,015+0,4)=0,239 

 где: 	Lк – длина каната, навиваемого на барабан;

 	t – шаг витка;

	m – число слоев навивки;

	d – диаметр каната;

	 - коэффициент не плотности навивки; для гладких барабанов;

	Полная длина барабана, м:

			L=2Lб+l=2*0,444+0,2=1,088 

	Толщина стенки литого чугунного барабана должна быть, м:

			min=0,02Dб+(0,006…0,01)=0,02*0,389+0,006…0,01=0,014

                                                                                                                      =0,018

Принимаем =16 мм.

		Dб=D – d=0,4 – 0,015=0,385 м.

Приняв в качестве материала барабана чугун марки СЧ 15 (в=650 Мпа, 

  [сж]=130 Мпа) найдем напряжения сжатия стенки барабана:

			сж=Fб/t[сж] = 19818/17*10-3*16*10-3 = 72,86 Мпа<130 М

где: Fб – усилие в канате, Н;

t – шаг витков каната на барабане, м;

	[сж] – допускаемое напряжение сжатия для материала барабана;   	Статическая мощность двигателя при  = 0,85, кВт:

			Pc=Q*g*vг/103*=8000*9,81*0,2/1000*0,85=18,46

где: Q – номинальная грузоподъемность, кг;

        vг – скорость подъема груза, м/с;

         - КПД механизма

Номинальная мощность двигателя принимается равной или несколько меньше статической мощности. Из таблицы III.3.5 выбираем крановый электродвигатель с фазным ротором MTF – 311 – 6 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Рном=13 кВт и частоту вращения n=935 мин-1. Момент инерции ротора Ip=0,225 кг*м2 максимальный пусковой момент двигателя Тmax=320 H*м.

Частота вращения барабана (мин-1):

		nб=60vг*Uп/*Dрасч=60*0,2*2/3,14*0,4=19,1

где: Uп – кратность полиспаста;

        Dрасч – расчетный диаметр барабана, м.

	Общее передаточное число привода механизма:

			U=n/nб=935/19,1=148,93

Расчетная мощность редуктора на быстроходном валу, кВт:

		Рр=kр*Р = 1*18,46=18,46 

где: kр – коэффициент, учитывающий условия работы редуктора;

       Р – наибольшая мощность передаваемая редуктором при нормально протекающем процессе работы механизма.	

	Из таблицы III.4.2 по передаточному числу и мощности выбираем редуктор цилиндрический, двухступенчатый, горизонтальный, крановый типоразмера Ц2 – 400 с передаточным числом Uр =50,94 и мощностью на быстроходном валу при среднем режиме работы Рр = 19,4 кВт

	Момент статического сопротивления на валу двигателя в период пуска с учетом того, что на барабан навиваются две ветви каната при б=0,94 и

пр=0,9 (ориентировочно), Н*м:

			Тс=Fб*z*Dбг/2u*б*пр=19818*2*0,4/2*50,94*0,94*0,9=183,94

Номинальный момент передаваемый муфтой принимается равным моменту статических сопротивлений Тмном=Тс=135 Н*м.

	Номинальный момент на валу двигателя Н*м:

			Тном=9550Р/n=9550*13/935=132,78 

	Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м: 

			Тм=Тмном*k1*k2=183,94*1,3*1,2=286,94 

Выбираем по таблице 5.9 втулочно–пальцевую муфту №1 с тормозным  шкивом диаметром Dт=200 мм, и наибольшим передаваемым крутящим моментом 500 Н*м.

	Момент инерции муфты Iм=0,125 кг*м2. Момент инерции ротора и муфты I=Iр+Iм=0,225+0,0125=0,35 кг*м2

	Средний пусковой момент двигателя при =1,4, Н*м: 

		Тпуск=Тср.п=(max+min)*Tном/2=(2,41+1,4)*132,78/2=252,9

где:   max=Tмах/Тном=320/132,78=2,41

	min- минимальная кратность пускового момента электродвигателя:

                    min=1,1…1,4

	Тмах- максимальный пусковой момент двигателя, Н*м,

	Тном- номинальный момент двигателя, Н*м,

	Время подъема и опускания груза

		tп=(*I*n/9,55(Тср.п-Тс))+9,55*Q*v2/n((Тср.п-Тс)*=

		    =(1,1*0,35*935/9,55(252,94-183,94))+

+9,55*8000*0,1942/935(252,94-183,94)=1,14

где:  	Тср.п – средний пусковой момент двигателя, Н*м

Тс – момент статического сопротивления соответственно на валу двигателя при пуске.



Фактическая частота вращения барабана по формуле, мин-1:

		nбф=n/uр=935/50,94=18,354 



Фактическая скорость подъема груза, м/с: 

		vгф=*Dрасч*nбф/60uп=3,14*0,4*18,54/60*2=0,194 

где:  	uп – кратность полиспаста

	Dрасч- расчетный диаметр барабана

	Эта скорость отличается от ближайшего значения 0,2 м/с из стандартного ряда на допустимую величину.



	Ускорение при пуске, м/с2:

			а=vгф/tп=0,194/1,14=0,17

 	

Рис. 1. Усредненный график загрузки механизма подъема

















  







































                0     0,2   0,4   0,6   0,8     

Из графика усредненной загрузки механизма определим моменты, развиваемые двигателем, и время его пуска при подъеме и опускании груза в различные периоды работы механизма.	Согласно графику, за время цикла (подъем и опускание груза) механизм будет работать с номинальным грузом	 Q=8000 кг – 1 раз.

0,5Q=4000 кг – 5 раз.

0,2Q=1600 кг – 1 раз.

0,05Q=400 кг – 3 раза.



































Таблица № 2. – Моменты, развиваемые двигателем, и время его пуска



Наименование показателя



Обозна-чение





Едини- ца



Результаты расчета при массе      

     поднимаемого груза, кг









8000

4000

1600

400



КПД



Натяжение каната у барабана при подъеме груза



Момент при подъеме груза



Время пуска при подъеме



Натяжение каната у барабана при опускании груза



Момент при опускании груза



Время пуска при опускании









Fб





Тс



tп



Fcоп





Tсоп



tоп



- 



Н





Н*м



С



Н





Н*м



с





0,85



19818





183,94



1,14



19423





140



0,09



0,8



9909





97,902



0,34



9711





70



0,11



0,65



3963





45,52



0,27



3884,8





28



0,13



0,5



990





14,45



0,22



971





6,9



0,14



В таблице избыточный момент при опускании груза – сумма среднего пускового момента двигателя и момента статических сопротивлений механизма при опускании груза.



Средняя высота подъема груза составляет 0,5…0,8 номинальной высоты Н=9м. Примем Нср=0,8*Н=0,8*9=7,2 м.



Время установившегося движения, с:

		ty=Нср/vг=7,2/0,194=37,11



Сумма времени пуска при подъеме и опускании груза за цикл работы механизма, с:

		tп=1,14+5*0,34+1*0,27+3*0,22+0,09+5*0,11+1*0,13+3*0,14=4,96 

Общее время включений двигателя за цикл с:

		t=2(1+5+1+3)*ty+tп=2*10*37,11+4,96=747,16 



Среднеквадратичный момент Н*м

		Тср== (252,942*4,96+(1832+5*972+452+3*142+1402+5*702+282+3*6,92)/747,16)=52,3 

где: tп – общее время пуска механизма в разные периоды работы с различной нагрузкой, с;

        Т2сty – сумма произведений квадрата моментов статических сопротивлений движению при данной нагрузке на время установившегося движения при этой нагрузке.

        t – общее время включения электродвигателя за цикл, с.



Среднеквадратическая мощность двигателя, кВт;

			Рср=Тсрп/9550=52,3*935/9550=5,12 кВт

где: Тср – среднеквадратичный момент преодолеваемый электродвигателем.	

	

Во избежание перегрева электродвигателя необходимо, чтобы

развиваемая двигателем среднеквадратичная мощность удовлетворяла условию        Рср  Рном    13  5,12 – условие соблюдается



	Момент статического сопротивления на валу двигателя при торможении механизма,  Н*м:

		Тс=Fб*z*Dбг*б*т /2uт =19818*2*0,4*0,98*0,85/2*50,94=129,63

где: т – КПД привода от вала барабана до тормозного вала;

uт – общее передаточное число между тормозным валом и валом барабана.

	

	Необходимый по нормам Госгортехнадзора момент, развиваемый тормозом при kт=1,75*Тт=1,75*129,63=226,852 Н*м.

Из таблицы III.5.11 выбираем тормоз ТКТ – 300/200 с тормозным моментом 240 Н*м, диаметром тормозного шкива Dт=300 мм. Регулировкой можно получить требуемый тормозной момент Тт=240 Н*м.



	У механизма подъема груза фактическое время торможения при опускании, с: 

		tп=(*I*n/9,55(Тт-Тс))+9,55*Q*v2/n((Тт-Тс)*= =(1,1*0,35*935/9,55(226-129))+(9,55*8000*0,1942*0,85/935(226-129)=0,41 

 

Для среднего режима работы находим путь торможения механизма подъема груза, м:

		S=vгф/1,7=0,194/1,7=0,11 



Время торможения в предположении что скорости подъема и опускания груза одинаковы, с:

tтmax=S/0,5vгф=0,11/0,5*0,194=1,17>tт=0,54 



Замедление при торможении, м/с2:

		ат=vгф/tт=0,194/0,41=0,47 



Расчет механизма передвижения крана.

Механизм передвижения крана служит для перемещения крана по рельсам.

	Найдем рекомендуемый диаметр ходовых колес Dк=720 мм.

Коэффициент качения ходовых колес по рельсам =0,0006 м. Коэффициент трения в подшипниках качения ходовых колес f=0,02.

	Диаметр вала цапфы ходового колеса, мм:

			Dк=0,2*720=144. Примем также kр=2,5



	Общее сопротивление передвижению крана, Н:

			Fпер=Fтр=kp(m+Q)g(fdk+2)/Dk=2,5(22000+8000)*

9,81(0,020*0,14+2*0,0006)/0,720=4087,5



	Статическая мощность привода при  = 0,85, кВт:

			Pc=Fпер*vпер/103*=4087*1,6/1000*0,85=7,693 

где: Fпер – сопротивление передвижению крана, кг;

        vпер – скорость передвижения крана, м/с;

         - КПД механизма

Т.к привод механизма передвижения крана раздельный, то выбираем двигатель приблизительно в два раза по мощности меньше расчетной. Из таблицы III.3.5 выбираем крановый электродвигатель MTF – 111 – 6 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Рном=4,1 кВт и частоту вращения n=870 мин-1. Момент инерции ротора Ip=0,048 кг*м2.



Номинальный момент на валу двигателя Н*м.

			Тном=9550Р/n=9550*4,1/870=44,7

Частота вращения вращения ходового колеса (мин-1):

		nб=60vпер/*Dк=60*1,6/3,14*0,720=42,16

где:  vпер – скорость передвижения крана;

        Dк – расчетный диаметр колеса, м.

	Требуемое передаточное число привода:

			U=n/nк=870/42,46=20,48

Поскольку в приводе механизма перемещения крана должно быть установлено два одинаковых редуктора. Выбираем редуктор типа ВК – 475 передаточное число up=19,68 и Pр=8,3 кВт.

	



Номинальный момент передаваемый муфтой двигателя, Н*м

		Тм=Тс=FперDк/2uр=2043*0,720/2*19,68*0,85=43,98 

	 

	Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м:

			Тм=Тмном*k1*k2=43,98*1,2*1,2=62,3 

Выбираем по таблице III.5.6 втулочно – пальцевую муфту c крутящим моментом 63 Н*м с диаметром D=100 мм,  

Момент инерции муфты, кг*м2:

Iм=0,1*m*D2=0,1*2*0,1=0,002 



	Фактическая скорость передвижения крана, м/с:

		vперф=vпер*u/up=1,6*20,48/19,68=1,66  – отличается от стандартного ряда на допустимую величину.

	Примем коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами =0,12

коэффициент запаса сцепления k=1,1.



	Вычисляем максимально допустимое ускорение крана при пуске в предположении, что ветровая нагрузка Fp=0, м/с2

			amax=[(zпр((/k)+(f*dk/Dk))/z)-(2+f*dk)kp/Dk)*g=

			=(2((0,12/1,1)+(0,02*0,144/0,720))/4-

-(2*0,0006+0,02*0,144)*2,0/0,720)*9,81=0,66 

где:   zпр- число приводных колес;

	z – общее число ходовых колес;

	 - коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами: при 

      работе на открытом воздухе =0,12

f – коэффициент трения (приведенной к цапфе вала) в подшипниках 

     опор вала ходового колеса

 - коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам м;

dk – диаметр цапфы вала ходового колеса, м:

kp – коэффициент, учитывающий дополнительное сопротивления от трения реборд ходовых колес  

Средний пусковой момент двигателя, Н*м:

		Тср.п=(max+min)*Tном/2=(2,25+1,1)*43,98/2=93,66 

где:   	min- минимальная кратность пускового момента электродвигателя:

                    min=1,1…1,4



Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления, с:

 			tдоп=v/amax=1,66/0,66=2,515 



	Момент статических сопротивлений при работе крана без груза, Н*м:

			Тс=F’перDк/2uр=2445,96*0,72/2*19,68*0,85=52,6



	Момент инерции ротора двигателя Iр=0,048 кг*м2 и муфты быстроходного вала Iм=0,002

	I=Ip+Iм=0,048+0,002=0,050 кг/м2



	Фактическое время пуска механизма передвижения без груза, с:

	tп=(*I*n/9,55(Тср.п-Тс))+9,55*Q*v2/n((Тср.пТс)*=

=(12*0,05*870/9,55(93,66-52,6))+9,55*11000*1,662/870(93,66-          52,6)*0,85=7,95 с



	Фактическое ускорение крана без груза, м/с2

			аф=Vпер/tп=1,66/7,95=0,208<amax=0,66 м/с2



	Проверяем суммарный запас сцепления. Для этого найдем:



	А) суммарную нагрузку на привод колеса без груза, Н:

			Fпр=m*zпр*g/z=2*22000*2*9/4=107910 

	

Б) сопротивление передвижению крана без груза, Н:			F’пер=kp*m*g(f*dk+2)/Dk=2*22000*9,81*(0,02*0,144+2*0,0006)/0,720=

        = 2445,96 



Определим фактический запас сцепления:

k=Fпр*/F’пер+mg((a/g)-zпр*f*dk/z*Dk)=

=107910*0,12/2445,96+22000*9,81((0,208/9,81)-2*0,02*0,144/4*0,72)=1,34>1,2

	

	Определение тормозных моментов и выбор тормоза. Максимальное допустимое замедление крана при торможении, м/с2:

		amaxт=((zпр((/k)-(f*dk/Dk))/z)+(2+f*dk)/Dk)*g=((2((0,12/1,1)-(0,02*0,144/0,720))/4)+(2*0,0006+0,02*0,144)/0,720)*9,81=0,571 

	По таблице принимаем амахт=0,15 м/с2



	Время торможения крана без груза, с:

			tt=Vфпер/амахт=1,66/0,15=11,06 



	Сопротивление при торможении крана без груза, Н:

Fтрт=mg(f*dk+2)/Dk=22000*9,81(0,02*0,144+2*0,0006)/0,720=1222,98



	Момент статических сопротивлений на тормозном валу при торможении крана, Н*м:

		Тст=Fттр*Dk*/2*up=1222,98*0,720*0,85/2*19,68=19,01

	

	Момент сил инерции при торможении крана без груза, Н*м:

		Тинт=(*I*n/9,55*tт)+9,55*m*v2*/n*tт=

=(1,2*0,05*870/9,55*11,06)+9,55*22000*1,662*0,85/870*

*11,06=51,63 

где: tт- время торможения механизма, с:



	Расчетный тормозной момент на валу тормоза, Н,м:

			Трт=Тинт – Тст=51,63-11,06=40,57 



	Из таблицы III 5.13 выбираем тормоз типа ТКГ – 160 с диаметром тормозного шкива Dт=160 мм и наибольшим тормозным моментом Тт=100 Н*м, который следует отрегулировать до Тт=41 Н*м.



	Минимальная длина пути торможения, м:

			S=V2/R=1,662/0,9=3,06 

	

	Фактическая длина пути торможения, м:

Sф=0,5*v*tт=0,5*1,66*11,06=9,17 







		Расчет механизма передвижения грузовой

тележки.



	Найдем рекомендуемый диаметр ходовых колес Dк=360 мм.

Коэффициент качения ходовых колес по рельсам =0,0006 м. Коэффициент трения в подшипниках качения ходовых колес f=0,02.

	Диаметр вала цапфы ходового колеса, мм:

			Dк=0,2*360=72 Примем также kр=2,5



	Общее сопротивление передвижению крана, Н:

			Fпер=Fтр=kp(m+Q)g(fdk+2)/Dk=2,5(3200+8000)*

9,81(0,02*0,072+2*0,0006)/0,36=2014,31





	Статическая мощность привода при  = 0,85, кВт:

			Pc=Fпер*vпер/103*=2014*0,63/1000*0,85=1,49 кВт.

где: Fпер – общее сопротивление передвижению тележки, Н;

        vпер – скорость передвижения грузовой тележки, м/с;

         - КПД механизма

Из таблицы III.3.5 выбираем крановый электродвигатель MTF – 011-16 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Р=1,7 кВт и частоту вращения n=835 мин-1. Момент инерции ротора Ip=0,02 кг*м2.



Номинальный момент на валу двигателя Н*м:

			Тном=9550Р/n=9550*1,7/835=19,44



Частота вращения вращения ходового колеса (мин-1):

		nб=60vпер/*Dк=60*0,63/3,14*0,36=32,89

где:  vпер – скорость передвижения тележки м/с;

        Dк – расчетный диаметр колеса, м.

	

Требуемое передаточное число привода:

			U=n/nк=835/32,89=25,38

Поскольку в приводе механизма перемещения крана должно быть установлено два одинаковых редуктора. Выбираем редуктор типа ВК – 475 передаточное число up=29,06 и Pр=8,1 кВт.

	

Номинальный момент передаваемый муфтой двигателя, Н*м:

		Тм=Тс=FперDк/2uр=2014,31*0,36/2*29,06*0,85=14,67

	 

	Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м: 

			Тм=Тмном*k1*k2=14,47*1,2*1,2=21,12 

Выбираем по таблице III.5.6 втулочно – пальцевую муфту c крутящим моментом 31,5 Н*м с диаметром D=90 мм.



  Момент инерции муфты,  кг*м2:

Iм=0,1*m*D2=0,1*2*0,09=0,018 



	Фактическая скорость передвижения тележки, м/с:

		vперф=vпер*u/up=0,63*25,38/29,06=0,55 – отличается от стандартного ряда на допустимую величину.

	Примем коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами =0,12

коэффициент запаса сцепления k=1,1.



	Вычисляем максимально допустимое ускорение грузовой тележки при пуске в предположении, что ветровая нагрузка Fp=0, м/с2

			amax=[(zпр((/k)+(f*dk/Dk))/z)-(2+f*dk)kp/Dk)*g=

			=(2((0,12/1,1)+(0,02*0,072/0,36))/4-

-(2*0,0006+0,02*0,072)*2,5/0,36)*9,81=0,46 м/с2

где:   zпр- число приводных колес;

	z – общее число ходовых колес;

	 - коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами: при 

      работе на открытом воздухе =0,12

f – коэффициент трения (приведенной к цапфе вала) в подшипниках 

     опор вала ходового колеса

 - коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам м;

dk – диаметр цапфы вала ходового колеса, м:

kp – коэффициент, учитывающий дополнительное сопротивления от трения реборд ходовых колес  

Средний пусковой момент двигателя, Н*м:

		Тср.п=(1,5…1,6)*Tном=1,5*19,44=29,16 



Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления, с:

 			tдоп=v/amax=0,55/0,464=1,185 



	Момент статических сопротивлений при работе тележки без груза Н*м:

			Тс=F’перDк/2uр=575*0,36/2*29,0,6*0,85=4,150



	Момент инерции ротора двигателя Iр=0,02 кг*м2 и муфты быстроходного вала Iм=0,018

	I=Ip+Iм=0,02+0,018=0,038 кг/м2



	Фактическое время пуска механизма передвижения тележки 

с грузом, с:

	tп.г=(*I*n/9,55(Тср.п-Тс))+9,55*(Q+mт)*v2/n((Тср.п-Тс)*=

=(1,2*0,038*835/9,55(29,16-14,67))+9,55*

			*(8000+3200)*0,552/835(29,16-14,67)*0,85=5,42



Фактическое время пуска механизма передвижения тележки 

без груза, с:

	tп.г=(*I*n/9,55(Тср.п-Тс))+9,55*mт*v2/n((Тср.п-Тс)*=

=(1,2*0,038*835/9,55(29,16-4,150))+9,55*

			*3200*0,552/835(29,16-4,150)*0,85=2,3



	Фактическое ускорение грузовой тележки без груза, м/с2

			аф=Vпер/tп=0,55/2,3=0,23



	Проверяем суммарный запас сцепления. Для этого найдем:



	А) суммарную нагрузку на привод колеса без груза, Н:

			Fпр=m*zпр*g/z=3200*2*9,81/4=15696 

	Б)  суммарную нагрузку на привод колеса с грузом, Н:

			Fпр=m*zпр*g/z=(3200+8000)*2*9,81/4=54936 

	В) сопротивление передвижению грузовой тележки без груза, Н:

		F’пер=kp*m*g(f*dk+2)/Dk=2,5*3200*9,81*(0,02*0,072+2*0,0006)/0,36=

        = 575,5 

C) сопротивление передвижению грузовой тележки с грузом, Н:

F’пер=kp*m*g(f*dk+2)/Dk=2,5*(3200+8000)*9,81*(0,02*0,072+2*0,0006)/

         /0,36=2014 



Определим фактический запас сцепления:

k=Fпр*/F’пер+mg((a/g)-zпр*f*dk/z*Dk)=

=15696*0,15/575,5+3200*9,81((0,23/9,81)-2*0,02*0,072/4*0,36)=1,2

	

	Определение тормозных моментов и выбор тормоза. Максимальное допустимое замедление грузовой тележки при торможении, м/с2:

		amaxт=((zпр((/k)-(f*dk/Dk))/z)+(2+f*dk)/Dk)*g=((2((0,15/1,2)-(0,02*0,072/0,36))/4)+(2*0,0006+0,02*0,072)/0,36)*9,81=0,66 м/с2

	По таблице принимаем амахт=0,15 м/с2



	

Время торможения грузовой тележки без груза, с:

			tt=Vфпер/амахт=0,55/0,15=3,66 с.



	Сопротивление при торможении грузовой тележки без груза, Н:

Fтрт=mg(f*dk+2)/Dk=3200*9,81(0,02*0,072+2*0,0006)/0,36=230,208 H.



	Момент статических сопротивлений на тормозном валу при торможении грузовой тележки, Н*м.

		Тст=Fттр*Dk*/2*up=230,208*0,36*0,85/2*29,6=1,189

	

	Момент сил инерции при торможении грузовой тележки без 

груза,  Н*м:

		Тинт=(*I*n/9,55*tт)+9,55*m*v2*/n*tт=

=(1,2*0,038*835/9,55*3,66)+9,55*3200*0,552*0,85/830*

*3,66=3,6 

где: tт- время торможения механизма, с:



	Расчетный тормозной момент на валу тормоза, Н*м:

			Трт=Тинт – Тст=3,6 – 1,89 =1,77



	Из таблицы III 5.13 выбираем тормоз типа ТКГ – 160 с диаметром тормозного шкива Dт=160 мм и наибольшим тормозным моментом Тт=100 Н*м, который следует отрегулировать до Тт=41 Н*м.



	Минимальная длина пути торможения, м:

			S=V2/R=0,552/1,7=0,17  

	

	Фактическая длина пути торможения, м:

Sф=0,5*v*tт=0,5*0,55*3,66=1,0065  >1м





  

 

	

	                            

	

	

	

	

	

	

	

	

	

	

	

	

	

	

	Выбор приборов безопасности

	      Ограничители высоты подъема грузозахватного устройства.

	В качестве исполнительных устройств этих ограничителей применяют преимущественно рычажные и шпиндельные конечные выключатели.

	В мостовых и козловых кранах с приводными грузовыми тележками, а так же в стреловых кранах с подъемной стрелой при использовании рычажных выключателей к его рычагу крепят штангу которая может перемещаться в направлении движения рычага выключателя и удерживать рычаг в устойчивом положении при замкнутых контактах.

	Движение штанги в боковом направлении ограничено направляющей. При подходе к крайнему верхнему положению обойма грузового крюка поднимает штангу, которая воздействует на рычаг конечного выключателя, отключает привод механизма подъема груза.

	    Упоры и буфера.

	Тупиковые упоры, установленные на концах рельсового кранового пути, предназначены для ограничения пути передвижения крана.

	Стационарный упор для рельсовых путей козловых кранов грузоподъемностью 8-15 т листовой стальной щит усиленный средними и боковым ребром.

	Щит и ребра приварены к основанию. Снизу в щите имеется вырез, обеспечивающий установку упора под рельсами. К щиту болтами прикреплен амортизатор. Основание упора крепится на деревянных шпалах рельсового пути костылем, а ребро направлено к рельсу.

	Буфера предназначены смягчения возможного удара грузоподъемной машины об упоры. Они могут быть выполнены эластичными, пружинными, пружинно – фрикционными и гидравлическими. В зависимости от установки буфера они могут быть подвижными, неподвижными,  и комбинированными. На грузовых тележках кранов подвижные буфера закреплены на боковых сторонах рамы. Эти буфера перемещаются при работе крана вместе с крановым мостом и грузовой тележкой. 

	 	





































ЛИТЕРАТУРА

	

	1. Справочник по расчетам механизмов подъемно – транспортных машин. А.В. Кузьмин, Ф.Л. Марон. Высшая школа, 1983 г.

	2. Справочник по кранам. Александров М.П., Гохберг М.М., том 1,2. -Л: Машиностроение,1988.

	3. Подъёмно-транспортные машины. Атлас конструкций., под ред. Александрова М.П. и Решетникова Д.Н.-М.:1987.