Расчет механизмов мостового крана - Курсовая работа

Механизм передвижения 10 крана установлен на мосту крана, механизм передвижения 9 тележки - непосредственно на тележке. Поскольку канат на блоках испытывает большее число перегибов, чем на барабане, можно рекомендовать делать диаметр блоков несколько большим диаметра барабана. мм, Из соображений лучшей компоновки и уменьшения длины барабана примем мм. Так как увеличение диаметра барабана приводит к повышению долговечности каната, то примем барабан БК 260, масса 144 кг Крепление каната к барабану осуществляется чаще всего прижимными планками с трапециевидными канавками: Рисунок 4 - Крепление каната к барабану Н, Н, Канат крепится к барабану прижимной планкой с трапецеидальными канавками, где канат удерживается силой трения, создаваемой затяжкой двух болтов М10 (рисунок 4г).

Краном мостового типа называют кран с грузозахватным устройством, подвешенным к грузовой тележке или тали, которые перемещаются по подвижной стальной конструкции (мосту). К ним относятся мостовые краны, мост которых непосредственно опирается на надземный рельсовый путь сверху (опорные краны) или подвешиваются к нижним полкам рельсового пути (подвесные краны), и козловые краны с мостом, установленным на надземный рельсовый путь посредством двух опор. Различают краны общего назначения с крюком, специальные с грейфером, магнитом, захватами для контейнеров и металлургические.

При грузоподъемности более 12500 кг. могут быть два механизма подъема - главный и вспомогательный. Привод механизмов, как правило электрический, но может быть и ручным. Управление механизмов осуществляется с пола, из кабины и дистанционно. Исполнение кранов нормальное, взрывобезопасное. По грузоподъемности краны условно разделяют на 3 группы: - первая - до 5000 кг;

- вторая - от 5000 до 50000 кг;

- третья - свыше 50000 до 320000 кг.

Мостовой кран общего назначения представлен на рисунке 1.

Рисунок 1 - Мостовой кран

Мостовой кран состоит из моста 8, перемещающегося по крановым путям 11 на ходовых колесах 12, которые установлены на концевых балках 13. Пути 11 укладывают на подкрановые балки, опирающиеся на выступы верхней части колонн цеха. По верхнему (в некоторых конструкциях - по нижнему) поясу балок моста в поперечном направлении относительно пролета цеха передвигается крановая тележка 5, снабженная механизмом подъема груза. В зависимости от назначения крана на тележке размещают один или два механизма подъема. При наличии двух механизмов подъема один из них является главным 4, а второй меньшей грузоподъемности - вспомогательным 3. Механизм передвижения 10 крана установлен на мосту крана, механизм передвижения 9 тележки - непосредственно на тележке. Управление всеми механизмами осуществляют из кабины 1, прикрепленной к мосту крана.

1. Расчет механизма подъема

Под механизмом подъема груза понимается сочетание грузоподъемной лебедки и полиспастной системы. Конструктивное исполнение механизма подъема зависит от типа проектируемой машины и ее грузоподъемности. тележка полиспаст подвеска шкив

1.1 Выбор типа и кратности полиспаста

Рисунок 2 - Схема сдвоенной полиспасты механизма подъема

Для кранов мостового типа применяют сдвоенные полиспасты, кратность полиспастов зависит от грузоподъемности. Примем кратность равную п = 2.

1.2 Выбор крюка и крюковой подвески

Крюк подбирают по номинальной грузоподъемности по ГОСТ 24.19.105-82 на крюки однорогие для механизмов с машинным приводом

Размеры D=320; B=305; H=570; Масса 68 кг. Тип крюка 1-3,2-320

Рисунок 3 - крюковая подвеска

1-Грузовой крюк; 2 - траверса; 3-обойма; 4-ригели; 5 - болты ригелей; 6-упорный шарикоподшипник; 7-посадочное место подшипника; 8-гайка крюка; 9 - стопорная плавка; 10-ось блоков; 11-блоки; 12-бронзовые втулки;

1.3 Расчет и выбор каната

Для грузоподъемных машин используются преимущественно канаты двойной свивки с органическим сердечником - при однослойной навивке каната на барабан, либо с металлическим сердечником - при многослойной навивке.

Диаметр каната выбирается по расчетному разрывному усилию:

здесь: - наибольшее усилие в канате при подъеме номинального груза;

- коэффициент запаса прочности

- вес номинального груза (Н);

для одинарных полиспастов;

для сдвоенных полиспастов;

- кратность полиспаста;

- к.п.д. полиспаста.

К.п.д. полиспаста определяется коэффициентом полезного действия отдельного блока в степени, равной числу огибаемых канатом блоков: для мостовых кранов это число, как правило, на единицу меньше кратности.

Поскольку блоки в большинстве своем имеют подшипники качения, то можно полагать .

Величина коэффициента - зависит от режима работы грузоподъемной машины: для легкого режима среднего - тяжелого - .

H, Н, Выбираем канат стальной двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6Ч19 1 о.с. ГОСТ 2688-80. Для него: Sp.т. = 38150Н, dk = 8,3 мм.

1.4 Определение геометрических размеров блоков и барабана

Диаметр ручья блоков и барабана определяют на основании такой рекомендации:

здесь: - диаметр каната

- коэффициент, учитывающий режим работы грузоподъемной машины; меньшие значения - для легких режимов, большие - для тяжелых. Поскольку канат на блоках испытывает большее число перегибов, чем на барабане, можно рекомендовать делать диаметр блоков несколько большим диаметра барабана. мм, Из соображений лучшей компоновки и уменьшения длины барабана примем мм.

Так как увеличение диаметра барабана приводит к повышению долговечности каната, то примем барабан БК 260, масса 144 кг

Для данного барабана марки БК 260, принимаем однослойную навивку каната. Канавки нарезанные на поверхности барабана (по винтовой линии), увеличивают поверхность соприкосновения, чем уменьшает напряжение смятия, устраняют трение между соседними витками и износ каната. Поэтому при нарезных канатах срок службы увеличивается.

На рисунке 4 показаны геометрические параметры барабана.

Геометрические параметры барабана.

Число витков на одной половине барабана:

где Н - высота подъема груза; (1,5…2) - не сматываемые с барабана витки безопасности, наличие которых снижает на 70-80% натяжение конца каната в месте его крепления.

Общая длина барабана:

где - длина нарезки на одной половине барабана, равная:

где - шаг нарезки барабана, мм мм

Следовательно: мм

S - длина участка барабана для закрепления конца каната, равная:

мм

- длина не нарезаемой средней части барабана:

где - расстояние между средними блоками крюковой подвески. Принимаем = 100 мм, тогда: мм

Отсюда следует, что:

1.5 Определение толщины стенки барабана

Барабаны изготовляются либо литыми из чугуна (не ниже марки СЧ15-32) и стали (не ниже марки 25Л), либо сварными из стального листа (не ниже марки ВМСТ3СП).

Стенки барабанов испытывают сложные напряжения сжатия изгиба и кручения.

Если длина барабана не превышает трех диаметров основным видом прочностного расчета является расчет на сжатие, т.е.\

- максимальное натяжение каната;

- шаг нарезки на барабане

- толщина стенки;

Толщину стенки принимаем предварительно, см:

см

- допускаемое напряжение сжатия; для стальных барабанов: ;

для чугунных: ;

причем для стальных барабанов ; для чугунных .

Выбираем чугунный барабан из чугуна СЧ-15, =650 МП

МПА

МПА

Прочность обеспечена

1.6 Крепление каната к барабану

Крепление каната к барабану осуществляется чаще всего прижимными планками с трапециевидными канавками:

Рисунок 4 - Крепление каната к барабану

Обычно устанавливаются либо две планки, каждая из которых крепится одним болтом, либо одной с двумя болтами. В любом случае необходимый диаметр болта может быть определен из следующего уравнения прочности:

здесь: - нормальное напряжение растяжения;

- усилие растягивающее болт;

- усилие изгибающее болт;

коэффициент запаса;

- коэффициент, учитывающий напряжение кручения при затяжке болтов;

- плечо изгиба болта - расстояние от верхней поверхности планки до поверхности барабана.

Величина усилия растягивающее болт, определяются так:

В этих выражениях: - коэффициент трения между канатом и барабаном; обычно принимают ;

- приведенный коэффициент трения между канатом и прижимной планкой;

- угол наклона боковой поверхности канавки планки к вертикали;

- угол обхвата барабана дополнительными витками;

- угол обхвата барабана канатом от точки выхода каната из одной канавки планки до входа в другую;

- основание натуральных логарифмов.

Н, Н, Канат крепится к барабану прижимной планкой с трапецеидальными канавками, где канат удерживается силой трения, создаваемой затяжкой двух болтов М10 (рисунок 4г). d1 - внутренний диаметр резьбы болта М10, равный 8,917 мм l - расстояние от поверхности барабана до верха планки, мм

Допускаемое напряжение растяжения при болте, изготовленном из стали Ст. 3, УВ = (350…400) МПА

МПА

Прочность обеспечена

Рисунок 5 - Крепление каната к барабану прижимной планкой

1.7 Расчет оси барабана

Конструктивное исполнение соединения барабана с редуктором представляет собой чаще всего зубчатую муфту одной половиной, которой является собственно выходной вал редуктора, а второй - барабан, имеющий зубчатый венец с внутренними зубьями. Поэтому деталь, на которую опираются ступицы барабана, является осью, т.к. она испытывает только деформацию изгиба и не передает крутящий момент. С точки зрения сопротивления материалов ось барабана представляет собой балку на двух опорах, нагруженную силами, передаваемыми на нее ступицами барабана.

Рисунок 6 - Ось барабана.

Длина оси зависит от длины барабана и от конструктивных размеров опор, одна из которых расположена внутри полумуфты на конце выходного вала редуктора. Если на кране применен сдвоенный полиспаст, то силы и при любом положении ветвей каната на барабане чаще всего будут одинаковыми и равны .

Реакции опор и величины изгибающих моментов определяются на основании известных уравнений механики. Например:

откуда [H]

Моменты в сечениях I-I и II-II будут соответственно равны: ; .

Рисунок 7 - Расчет оси барабана

Диаметр оси определяется из условия прочности по наибольшему моменту:

где: - диаметр оси;

- допускаемое напряжение для материала оси.

Оси как правило изготавливаются из качественных конструкционных углеродистых сталей, например из стали 45.

Реакции опор оси барабана

На кране применен сдвоенный полиспаст, поэтому Р 1 =Р2=Smax=6256,4 Н

Найдем реакцию в точке А RA, Н, из уравнения суммы моментов всех сил относительно точки В

, , ,

Изгибающий момент в сечении D МИD, Н•м, определится по формуле: ,

Изгибающий момент в сечении C МИС, Н•м, определится по формуле:

,

Выбираем в качестве материала оси барабана Сталь 45 со следующими характеристиками : - предел прочности , 560;

- предел текучести , 280;

- предел выносливости , 250.

Допускаемое напряжение изгиба , , определится по формуле

, где - коэффициент учитывающий конструкцию детали, =2, а n - запас прочности.

Необходимый диаметр оси для посадки , мм, определится по формуле

,

Принимаю =45 мм.

1.8 Определение мощности и выбор двигателя

Мощность двигателя механизма подъема определяется в соответствии с грузоподъемностью и скоростью подъема груза.

Таким образом:

здесь: - вес номинального груза;

- номинальная скорость подъема м/сек;

- общий к.п.д. механизма. Обычно, при использовании зубчатых редукторов . КВТ, По полученному значению выбираем в каталоге двигатель переменного тока MTKF 312-6, мощностью КВТ при ПВ = 40%, об/мин, кг•м2, 1.9 Выбор редуктора

Редуктор выбирается по передаваемой мощности и передаточному числу.

Требуемое передаточное число редуктора определяется отношением числа оборотов двигателя к требуемому числу оборотов барабана, т.е.: ;

об/мин;

здесь: - скорость каната навиваемого на барабан, м/мин:

где - скорость подъема груза, м/мин.

- кратность полиспаста;

- диаметр барабана [м]. об/мин, .

Из каталога выбираем редуктор Ц2-250, мощность при среднем режиме работы - N = 19,6 КВТ ( об/мин.);

1.10 Определение тормозного момента, выбор тормоза и муфты с тормозным шкивом

Тормоз в механизме подъема служит для остановки движущегося груза и надежного его удержания в висячем положении. Тормоз обычно устанавливается на быстроходном валу, т.е. на валу с наименьшим моментом. Поскольку торможение груза происходит и за счет тормозного момента, развиваемого тормозом, и за счет момента сил трения во всех передачах механизма, то предварительно тормоз может быть выбран по такому значению тормозного момента:

где: - коэффициент запаса торможения, в зависимости от режима работы: л: с: т: Н•м.

По каталогу выбираем нормально замкнутый двухколодочный тормоз типа ТКГ-160, с тормозным моментом Н•м, при ПВ=20%, м = 21 кг

1.11 Проверка двигателя по времени пуска, (по максимальному значению ускорения)

Практикой эксплуатации грузоподъемных машин выработаны следующие рекомендации по значению ускорений при пуске двигателя: Для монтажных кранов и кранов, работающих с раскаленным металлом 0,1 м/сек2

Для кранов механосборочных цехов 0,2 м/сек2

Для металлургических кранов (за исключением кранов работающих с расплавленным металлом) 0,5 м/сек2

Для грейферных кранов 0,8 м/сек2

Момент статического сопротивления на валу двигателя в период пуска с учетом того, что на барабан навиваются две ветви каната, при зб=0,98 и зпр=0,9 (ориентировочно): , где

Н•м

Номинальный момент, передаваемый муфтой, принимается равным моменту статических сопротивлений Н•м.

Номинальный момент на валу электродвигателя:

Средний пусковой момент электродвигателя в процессе пуска: , где шмах=1.9, шmin=1.4

Тогда: Расчетный момент для выбора соединительной муфты: , где k1 - коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма; k2 - коэфициент, учитывающий режим работы механизма.

Выбираем зубчатую муфту с диаметром тормозного шкива равным мм, кг•м2, м=15,8 кг, Мкр=700Нм.

Момент инерции ротора двигателя и муфты:

Ic=Ip Im=0,3 0,075=0,375 кг•м2

При этой величине пускового момента при подъеме номинального груза время пуска, определенное по уравнению:

, где

=1,1…1,25 - коэффициент учитывающий влияние вращающихся масс привода механизма (кроме ротора двигателя и муфты);

Фактическая частота вращения барабана определяется по формуле:

Фактическая скорость подъема груза:

Тогда фактическое ускорение при пуске:

Полученные значения t и соответствуют рекомендациям.

2. Расчет механизма передвижения тележки

2.1 Схемы механизмов передвижения

Механизмы передвижения кранов и тележек на рельсовом ходу могут быть выполнены по нескольким конструктивным схемам, каждая из которых имеет свои преимущества и недостатки и выбирается индивидуально для каждой конкретной грузоподъемной машины:

Рисунок 8 - Схемы механизма передвижения

Примем механизм передвижения с центральным приводом и тихоходным трансмиссионным валом (рис 5.а). Эта схема применяется для механизмов передвижения крановых тележек и кранов, имеющих относительно небольшие пролеты, поскольку при больших пролетах слишком тяжелыми становятся тихоходные трансмиссионные валы, передающие при передвижении крана наибольший крутящий момент.

2.2 Определение числа и диаметра ходовых колес

Рисунок 9 - Кинематическая схема механизма привода тележки крана

Для заданной грузоподъемности 2,5т выбираем двухребордные колеса цилиндрическим ободом. Для этого крана, по рекомендациям, примем 4 колеса с Dk=250 мм

2.3 Определение сопротивления передвижения тележки

Сила сопротивления движению тележки с номинальным грузом в период установочного движения:

где: КН - номинальный вес груза; мтел ? 0,3мгр;

- коэффициент трения в опорах колес, выбираем сферические двурядные подшипники, для которых ;

- диаметр цапфы, определяемый расчетом на прочность. Предварительно можно принять мм;

где мм - диаметр колеса.

[см] - коэффициент трения качения колеса по рельсу.

- коэффициент трения реборд. Обычно полагают в зависимости от грузоподъемности крана.

- сопротивление передвижению от уклона рельс;

где: - расчетный уклон рельс для мостовых кранов;

- сопротивление передвижению от ветровой нагрузки, а т.к. мы предполагаем, что кран работает в закрытом помещении, то приравниваем его к нолю.

Таким образом, сопротивление передвижению тележки будет равно: КН;

2.4 Определение мощности и выбор электродвигателя

Для предварительного выбора двигателя определим сопротивление передвижению загруженной тележки с учетом сил инерции в пусковой период: ;

где: 1,1…1,3 - коэффициент, учитывающий влияние на силу инерции крутящихся масс привода, примем 1,2. а = 0,2 м/с2 - среднее ускорение тележки при пуске;

КН;

Мощность двигателя определяется по формуле:

[КВТ]

- скорость передвижения тележки [м/сек].

- общий к.п.д. механизма.

- средняя кратность пускового момента для асинхронных двигателей с фазным ротором. КВТ.

По полученному значению мощности выбираем двигатель с фазным ротором типа MTF012-6, мощностью КВТ, при ПВ = 60%, об/мин, кг•м2, м = 58 кг.

2.5 Определение передаточного числа и выбор редуктора

Необходимое передаточное отношение редуктора определяется отношением числа оборотов двигателя к числу оборотов ходового колеса при заданной скорости передвижения тележки, т.е.

[об/мин] здесь: - скорость передвижения тележки, [м/мин];

- диаметр колеса [м].

;

;

По полученному передаточному отношению и передаваемой мощности выбираем редуктор типа ВКН-320, N = 3.4КВТ (при среднем режиме работы), передаточное число об/мин.

2.6 Проверка отсутствия проскальзывания (буксования) колес при пуске двигателя

После включения двигателя вся масса тележки приходит в движение и за короткий период времени, называемый временем пуска, скорость тележки изменяется от нуля до номинального значения, т.е. она движется ускоренно, а следовательно, в этот период двигатель механизма должен преодолеть не только силу статического сопротивления, но и силу инерции массы тележки, т.о. в период пуска развиваемый двигателем момент будет всегда больше момента, необходимого для преодоления силы статического сопротивления. Превышение момента, развиваемого электродвигателем в период пуска над его номинальным значением, характеризуется кратностью пускового момента.

Для электродвигателей различного типа она различна. В частности для электродвигателей с фазным ротором, которые чаще всего и применяются в механизмах грузоподъемных машин, с достаточной для практических расчетов точностью рекомендуется считать:

Н•м;

Буксование ведущих колес будет отсутствовать, если сила их сцепления с рельсами превысит силу инерции, т.е.

откуда, допустимое значение ускорения

- число приводных колес;

- общее число колес;

- коэффициент запаса сцепления;

- коэффициент сцепления колес с рельсом;

м/с2

Следует сказать, что для этой проверки учитывается только вес самой тележки без груза, т.к. в этом случае сила сцепления приводных колес с рельсами имеет минимальную величину.

Фактическое значение ускорение массы тележки определяется, исходя из разности величин пускового момента двигателя и момента силы статического сопротивления.

Расчет фактического значения ускорения удобнее производить, приведя поступательно движущуюся массу крана к ротору двигателя. Приведение осуществляется исходя из предположения равенства кинетической энергии поступательно движущейся массы крана кинетической энергии массы, вращающейся со скоростью ротора двигателя: ,

откуда: ;

т.е.скорость передвижения крана связана с угловой скоростью ротора зависимостью: ;

где: - диаметр колеса;

- передаточное число редуктора;

поэтому окончательно:

кг•м2;

Исходя из вышесказанного, записываем

- пусковой момент двигателя;

- приведенный к ротору двигателя момент силы статического сопротивления;

Н;

Н•м;

- к.п.д. механизма;

и - моменты инерции ротора двигателя и муфты с тормозным шкивом между двигателем и редуктором;

- фактическое угловое ускорение ротора;

- приведенный к ротору двигателя момент инерции массы крана;

коэффициент, учитывающий остальные вращающиеся массы механизма;

получаем рад/сек2;

Фактическое линейное ускорение массы тележки определится таким образом:

м/сек2; Т.е. можно говорить об отсутствии буксования колес при пуске двигателя.

2.7 Определение требуемого тормозного момента и выбор тормоза

Механизм передвижения тележки, как и другие механизмы, оборудуется надежно действующим тормозом для быстрой остановки всех

Величина тормозного момента, развиваемого тормозом должна быть такой, чтобы обеспечить максимально быструю остановку тележки, но без скольжения приводных колес по рельсам, что может быть достигнуто выполнением условия т.е. максимально возможное значение замедления тележки при торможении должно быть равно в этом выражении: и - число приводных и общее число колес крана, коэффициент трения скольжения стального колеса по стальному рельсу. м/с2;

Т.к. остановка крана осуществляется и за счет тормозного момента, развиваемого тормозом, и за счет момента силы статического сопротивления, можно записать следующее равенство здесь: - момент, создаваемый тормозом;

- момент силы статического сопротивления.

Н•м;

- максимально допустимое угловое замедление ротора двигателя:

Необходимый тормозной момент тормоза определится из

Н•м.

Выбираем колодочный тормоз с гидротолкателем типа ТКТ-100 с наибольшим тормозным моментом 20 Н*м, диаметром тормозного шкива 100 мм, шириной колодки 132 мм. Тормоз отрегулируем на необходимый тормозной момент.

2.8 Проверка ходовых колес по контактным напряжениям

Контакт колеса с рельсом может быть либо точечным, либо линейным. И в том и другом случае величина эквивалентных контактных напряжений смятия определяется по формуле: При линейном контакте: (Па);

В формуле: [Па] - приведенный модуль упругости для стальных колеса и рельс;

м - ширина плоской головки рельса Р15;

м - радиус колеса 250/Р15;

[МПА] приведенный модуль упругости

- модуль упругости материала колеса

- модуль упругости материала рельса

- ширина плоской головки рельса

- радиус колеса

Вычислим расчетную нагрузку на колесо:

[н]

- наибольшая фактическая нагрузка на колесо

- коэффициент неравномерности нагрузки по ширине рельса

- коэффициент, учитывающий влияние толчков при наезде на рельсовые стыки. Величина зависит от скорости движения крана: при м/мин м/мин м/мин

Для колеса из стали 65Г с твердостью поверхности качения 320…350 НВ местные напряжения смятия при линейном контакте (цилиндрическим ободом): Па; Па, что удовлетворяет условию.

тележка полиспаст подвеска шкив

1. Козлов М.А., Кнюх А.Б. Методическое пособие по выполнению курсового проэкта по дисциплине «Грузоподъемные машины». ОНПУ. Одесса 2010.

2. Иванченко Ф.К. и др. Підйомно-транспортні машини. Розрахунки підіймальних і транспортуючих машин.. - Київ: «Вища школа», 1983.

3. Справочник конструктора-машиностроителя в трех томах. В.И. Ануфриев М.: Машиностроение, 2001.

4. Кузьмин А.В. Справочник по расчетам механизмов подъемно-транспортных машин. - Минск: «Высшая школа», 1983.

Размещено на .ru