Козловой кран грузоподъемностью 12,5 т

Зап.м.к..doc

Министерство образования и науки Российской Федерации
Череповецкий Государственный Университет
(пояснительная записка)
на тему “Расчет и проектирование козлового крана”
Техническое задание.
Расчет механизма подъема.
1. Выбор типа подвески.
2. Определение максимального усилия в канате и его выбор.
4. Расчет упорного подшипника крюка.
5. Расчет гайки крюка.
6. Расчет элементов подвески.
7. Расчет блоков подвески.
9. Расчет узла крепления каната.
10. Расчет вала барабана.
11. Расчет подшипников оси барабана.
12. Выбор электродвигателя.
13. Выбор редуктора.
14. Расчет узла соединения редуктора с барабаном.
15. Расчет и выбор тормоза.
16. Расчет и выбор муфт.
17. Компоновка механизма подъема.
Механизм передвижения тележки.
1. Выбор колес и подтележечных рельсов.
2. Определение сопротивления передвижению тележки.
3 Определение диаметра тягового барабана и частота его вращения.
4. Определение мощности приводного двигателя.
5. Определение необходимого передаточного отношения механизма.
7. Расчет и выбор тормоза.
Определение основных и массовых геометрических характеристик.
1. Определение значений координат центра масс крана и его элементов и их статических моментов.
Определение внешних нагрузок на кран.
1. Определение ветровых нагрузок.
2.Определение инерционных нагрузок.
3.Определение инерционных нагрузок действующих в направлении подкрановых путей.
4. Горизонтальная инерционная нагрузка направленная поперёк подкрановых путей.
5. Вертикальная инерционная нагрузка направленная поперёк подкрановых путей.
6. Определение опорных давлений.
6.1. Максимальная нагрузка на одну из четырёх опор.
6.2.Расчётная нагрузка на одно колесо.
7.Выбор материала крановых колёс.
Расчет и подбор оборудования механизма передвижения крана.
1.Общее статическое сопротивление передвижению крана без груза.
2.Сопротивление качению крана без груза.
3.Проверка коэффициента сцепления.
4. Суммарное статическое сопротивление передвижению жёсткой опоры.
5. Расчётная мощность одного двигателя.
6. Подбор редуктора.
7. Выбор тормоза механизма передвижения.
Козловые краны используются во многих отраслях промышленности: машиностроение металлургия лесная и химическая промышленность складские хозяйства транспортные предприятия промышленность строительных материалов.
Наиболее распространены два типа козловых кранов:
- с подвесной монорельсовой тележкой перемещающейся по ездовой балке моста на котором установлены механизмы подъема груза и передвижения тележки. Такие краны имеют достаточно простую конструкцию.
- с подвесной грузовой двухрельсовой тележкой перемещающейся по направляющим нижних поясов моста и несущей механизмы подъема груза и передвижения тележки. Краны отличаются пролетным строением с двумя рельсовыми путями по которым перемещается подвесная тележка. Тележка сохраняет устойчивость при пусках и торможения крана что существенно улучшает условия работы конструкций обеспечивает возможность нормальной работы при совмещении движения крана и тележки и улучшение условий труда.
Монтаж кранов может осуществляться следующими способами:
-с помощью сторонних стреловых кранов большой грузоподъемностью.
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ.
Рассчитать и спроектировать козловой кран.
Грузоподъемность Q = 12.5 т. Высота подъема груза Н = 10 м. Скорость подъема груза Vгр_ = 10 ммин. Скорость передвижения тележки Vт = 40 ммин. Скорость передвижения крана Vкр= 50 ммин. Режим работы механизма по ГОСТ 25835-83 М6. База крана 9м. Длина моста 25 м.
РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА.
Для расчета и выбора элементов механизма подъема необходимо составить его кинематическую схему. Для расчета и выбора элементов механизма подъема составляем его кинематическую схему. Схема механизма подъема включает в себя: электродвигатель 1; МУВП 2; МУВП 3 с тормозным шкивом; тормоз 4 редуктор 5; барабан двойной свивки 6; полиспаст 7 конструктивно объединяющую подвижные блоки полиспаста и грузозахватный орган — крюк (рис. 21).
рис. 2.1. Схема механизма подъема
Расчет механизма подъема сводится к назначению типа и кратности полиспаста выбору по ГОСТ каната и крюка расчету параметров крюковой подвески и барабана расчету и выбору электродвигателя редуктора муфт и тормоза.
В мостовых кранах для обеспечения строго вертикального подъема груза применяются сдвоенные полиспасты у которых на барабан наматываются две ветви (рис. 21). Число ветвей каната на которых висит груз зависит от грузоподъемности крана. Чем больше число ветвей тем меньше усилие в канате на барабане а следовательно меньше и диаметр каната и барабана меньше диаметр вала и размеры подшипников вала и т. д. Однако с увеличением числа ветвей увеличивается и число блоков а это усложняет и утяжеляет подвеску.
Рис. 2.2.Схема сдвоенных палиспастов
Кратность полиспаста определяем по формуле
где z – число ветвей каната на которых висит груз;
zб – число ветвей каната сбегающих с барабана (при сдоенных полиспастов zб=2).
При использовании полиспаста скорость движения каната будет больше скорости подъема груза
Максимальное усилие в канате в точке набегания его на барабан:
где Q- грузоподъемность крана кг;
g – ускорение свободного падения мс2;
z – число ветвей на которых висит груз;
- КПД полиспаста при
- КПД неподвижного блока; hнб = = 098;
n – число неподвижных блоков приходящихся на одну ветвь каната
Расчетное разрывное усилие в канате согласно правилам Госгортехнадзора определяется
где kз – коэффициент запаса прочности принимаемый для режима
Канат выбираем по ГОСТ 2688-80 ближайшего большего разрывного усилия. Выбираем канат двойной свивки диаметром 18 мм типа ЛК-Р конструкции 6×19(1+6+66)+1 о.с. Fразр.=181500 Н. Маркировочная группа1764 МПа
Фактический запас прочности.
В мостовых кранах общего назначения применяются кованные однорогие крюки по ГОСТ 6627-74. Выбор крюка производим по заданной грузоподъемности и режиму работы крана. По ГОСТ 6627-74 выбираем однорогий удлиненный крюк (тип Б) №18 с размерами: D=130 мм; S =100 мм; b = 80 мм; h = 130 мм; d =85 мм; d1 = 75 мм; d0 = трап. 70 х 10 мм; L=700мм l1 = 95 мм.
4.Расчет упорного подшипника крюка.
Поскольку вращение крюка является только установочным то расчет подшипника ведется по статической грузоподъемности по формуле:
где kД=12 – динамический коэффициент;
Упорный подшипник выбираем согласно ГОСТ 6874-75 исходя из расчетной нагрузки и диаметра хвостовика крюка (d1). Выбираем шариковый упорный подшипник № 8215:
d1= 75 мм D = 110 мм H = 27 мм = 169000 Н.
Гайка крюка выполняется с уширением нижней части которая охватывает упорный подшипник. Наименьший диаметр гайки определяется по формуле:
где d0 – диаметр резьбы хвостовика крюка мм;
Стопорение гайки осуществляется при помощи планки которая устанавливается в шлице на торцовой части хвостовика и крепится болтами в тело хвостовика.
рис. 2.4. Подшипник упорный (ГОСТ 6874-75)
6.Расчет элементов подвески.
Траверса подвески работает на изгиб. Расчет траверсы ведется по двум опасным сечениям: в середине (А-А) и в месте изменения сечения (В-В).
Рис. 2.5. Схема к расчету траверсы
Размеры типовой подвески для гп 4 т.:
b = 250 мм. - расстояние между блоками;
b1 = 170 мм. – длина средней части траверсы;
где D – наружный диаметр упорного подшипника;
Диаметр отверстия под хвостовик крюка:
Максимальный изгибающий момент в сечении А-А:
Момент в сечении В-В равен:
Параметры траверсы определяем проектным расчетом из условия прочности при изгибе:
где М - момент действующий в расчетном сечении Н×м;
W – момент сопротивления расчетного сечения см3;
Допускаемое напряжение изгиба:
где K0 - коэффициент учитывающий конструкцию детали принимаем K0=25;
[n] – допускаемый коэффициент запаса прочности для режима работы 4М [n]=17;
s-1 – предел выносливости материала траверсы принимаем s-1=255Мпа;
Момент сопротивления в сечении А-А:
Исходя из (11) и (13) (14)
Момент сопротивления в сечении B-B:
Исходя из (11) и (15) (16)
Принимаем h=95мм d=55мм.
Определяем размеры крюка:
Диаметр блока по центру каната определяется из условия ГГТН:
где dк – диаметр каната мм;
e – коэффициент учитывающий допустимый перегиб каната для режима работы М6
Принимаем диаметр блока:
Каждый блок устанавливается на двух радиальных подшипниках. Нагрузка на один подшипник при максимальном грузе:
где kД = 12 - динамический коэффициент;
kv = 135 – коэффициент вращения (при вращении наружнего кольца подшипника);
nбл = 5 – число блоков в подвеске.
Однако в связи с тем что кран работает с разными грузами расчет следует вести по эквивалентной нагрузке определяемой по формуле:
где кпр =075– коэффициент приведения для режима работы М6;
Требуемая долговечность подшипника определяется по формуле:
где Lh =5000 ч – долговечность подшипника для режима М6;
nбл – частота вращения блока мин-1.
Расчетная динамическая грузоподъемность подшипника:
Подшипник выбираем согласно ГОСТ 8338 - 75. Принимаем подшипник радиальный шариковый легкой серии 216:
Рис. 2.7. Шарикоподшипник радиальный.
Рис2.6.Профиль канавки блока.
Для диаметра каната 18 мм блок будет иметь следующие параметры:
Барабан изготавливается литым из чугуна марки СЧ-15-32.
Диаметр барабана определяем по формуле:
где e – коэффициент учитывающий допустимый перегиб каната для режима работы М6 e =20
Из ряда предпочтительных чисел выбираем Dб =400 мм.
Размеры профиля канавок барабана по нормали МН 5365-64:
dk = 18 мм. - диаметр каната.
r = 10 мм. радиус канавок.
h = 55 мм. – высота канавок.
t = 20 мм. – шаг канавок
Рис. 2.8. Профиль канавок барабана
Толщина стенки барабана предварительно принимается равной:
По условию технологии толщина стенки литых барабанов должна быть не менее 12 мм. Следовательно принимаем
Принятое значение толщины стенки проверяем на сжатие по формуле:
[sсж] – допускаемое напряжение сжатия МПа;
где [sТ] – предел текучести для СЧ 15-32 [sТ] = 700 МПа.
– коэффициент запаса прочности для стали.
Длина барабана при использовании одиночного полиспаста определяется по формуле:
где lн = lкр+lтр+ lр
lн = 60+40+637=737мм.
lр – длина участка для навивки рабочей ветви каната мм:
Н – высота подъема груза.
В механизмах подъема кранов крепление каната на барабане производится при помощи одноболтовых или двухболтовых прижимных планок. Количество планок определяется расчетом. В случае применения одноболтовых планок независимо от расчета их должно быть не менее двух. Они устанавливаются с шагом в 600.
Для уменьшения нагрузки на прижимные планки правилами предусматривается наличие запасных витков трения. С учетом влияния этих витков усилие в канате перед прижимной планкой можно определить по формуле Эйлера:
где f – коэффициент трения каната о барабан; f=01 012;
α – угол обхвата барабана витками трения; α= 3p e01·3.
Рис. 2.10. Схема крепления каната на барабане
С учетом всех сил трения которые удерживают канат на барабане усилие в болте определяем по формуле:
f1 – коэффициент трения каната о планку; при клиновой канавке f1 = 024;
При диаметре каната 18 мм. выбираем болт М20. Проверяем его на растяжение:
где 13 – коэффициент учитывающий кручение и изгиб болта;
кз =18 – коэффициент запаса крепления;
Sб – площадь сечения болта м2; .
- допускаемое напряжение растяжения. Для Ст.3 117 МПа.
Принимаем что крепление каната к барабану будет произведено двумя двухболтовыми планками.
Соединение вала барабана с выходным валом редуктора может производиться при помощи зубчатых муфт допускающих значительную несоосность соединяемых валов. Эти муфты характеризуются высокой надежностью но имеют большие габариты. Поэтому в современных конструкциях механизмов подъема для обеспечения компактности применяется специальное зубчатое зацепление в виде зубчатого венца (конец тихоходного вала) входящего в
зацепление с другим венцом укрепленным непосредственно на барабане. При таком соединении крутящий момент передается через болты соединяющие венец-ступицу с обечайкой барабана и следовательно вал барабана работает только на изгиб.
Схемы к расчету оси барабана представлены на рисунке 2.11.:
Рис. 2.11. Расчетная схема оси барабана.
Для предварительного расчета длину оси барабана принимаем:
Нагрузка на барабан (пренебрегая собственным весом барабана) создается усилиями одной ветви каната – 2Fmax. Поскольку ступицы находятся на разных расстояниях от опор то нагрузки на ступицы также будут разными. Расстояния от центров ступиц до центров подшипников l1 и l2 принимаем предварительно: l1 = 120 мм l2 = 200 мм.
Реакции Т1и Т2 с достаточной точностью можно принять равными:
Определение опорных реакций:
Расчет оси барабана сводится к определению диаметров цапф и ступицы из условия работы оси на изгиб в симметричном цикле:
где К0 - коэффициент учитывающий конструкцию детали (для валов осей и цапф К0 = 20 .. 28 (принимаем К0 = 25);
[n] – допускаемый коэффициент запаса прочности (для режима работы М6 [n] = 17);
-1 – предел выносливости (для Сталь 45 -1 = 260 МПа)
Наибольший изгибающий момент в сечении под ступицей:
Момент сопротивления этого сечения:
Принимаем оба диаметра под ступицы одинаковыми а расчет dст ведем по наибольшему из моментов:
принимаем dст = 80 мм.
Наибольший момент для цапфы:
Диаметр цапфы из условия прочности:
принимаем dц = 50 мм.
Диаметр правой цапфы в целях унификации подшипников принимаем равным диаметру левой цапфы.
Для компенсации несоосности опор ось барабана размещается на самоустанавливающихся сферических двухрядных шариковых или роликовых подшипниках ГОСТ 5720 – 75 и ГОСТ 5721-75.
Эквивалентная нагрузка на правый подшипник равна:
где kv – коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца kv =1;
kД – динамический коэффициент для механизмов подъема kД = 12;
kпр – коэффициент приведения для режима работы М6 kпр = 075.
Расчетную динамическую грузоподъемность шарикового подшипника определяем по формуле (23):
L – требуемая долговечность подшипника (определена в пункте 2.7) L =96 млн. об.
Рис. 2.12. Шарикоподшипник радиальный сферический (ГОСТ 5720-75)
Выбираем подшипник № 1216:
d = 80 мм D= 140 мм B= 26 мм C= 31400 H C0= 24000H. При выборе подшипника учитываем необходимый диаметр цапфы вала барабана и диаметр расточки под подшипник в полумуфте выходного вала редуктора.
Поскольку в левом подшипнике вращаются оба кольца то его можно рассчитывать по статической грузоподъемности:
В целях унификации оба подшипника принимаем одинаковыми.
Статическая мощность при подъеме номинального груза:
где 0 – К.П.Д. механизма подъема 0 = 085.
Расчет двигателя ведем по эквивалентной нагрузке; потребная мощность двигателя определяется по формуле:
где kпр – коэффициент приведения для режима работы М6 kпр= 075.
По эквивалентной мощности выбираем электродвигатель переменного тока с фазным ротором МТВ 412-8. Параметры двигателя:
N = 22 кВт nдв = 715 обмин Mma
L=9525 мм L1=480 мм L6=3685 мм l=140мм l7=147мм B1=440мм B3=90 мм B4=198 мм C=165 мм С2=210 мм d=65 мм d4= 23мм H=527 мм h=225 мм.
Рис. 2.13. Электродвигатель MTВ 412-8
Редуктор выбирается по статической мощности передаточному отношению частоте вращения вала двигателя и режиму работы.
Мощность редуктора определяем по формуле:
где kр – коэффициент запаса для редукторов типа Ц2 kр = 1.
Передаточное отношение:
Выбираем редуктор Ц2 400 с передаточным числом iр =249 частота вращения быстроходного вала редуктора до n=1500 обмин мощностью на быстроходном валу до N = 278кВт.
Размеры редуктора и вес редуктора Ц2 400:
А=400мм АБ=150 мм АТ=250 мм А1=287 мм С1=150 мм Н0=265 мм L1=640мм М=340 мм g=27 мм L=805 мм В=380 мм Н=505 мм B1=325 мм B2=415 мм B3=358 мм B4=280мм B5=205 мм B6=320 мм d=33 мм S= 250мм число фундаментных болтов –6 масса m=317 кг.
Рис.2.14. Редуктор Ц2 - 400
Рис. 2.15. Валы редуктора Ц2 – 400
а – быстроходный б – тихоходный в виде зубчатой муфты
Размеры концов валов редуктора (рис.2.14 редуктора Ц2-400):
d=50 мм d1=70мм L1=325 мм l1=85 мм D3=252мм B=30 мм d2=110 мм L2=255 мм L3=280 мм l2=60 мм модуль m=6 число зубьев z=40.
В принятом способе соединения вала редуктора с барабаном крутящий момент передается через призонные болты установленные в отверстия без зазора. В этом случае болты работают на срез напряжение которого определяется по формуле:
где Рокр – усилие действующее по окружности установки болтов Н
Zбн – число болтов (обычно 6-8)
d – диаметр цилиндрической части призонного болта см (обычно 17 25 см)
[] – допускаемое напряжение среза МПа. [] 06× [р];
[] = 06× 117=702Мпа;
Mб – крутящий момент на барабане Н×м;
Dокр – диаметр окружности установки болтов.
Рокр=2× 63144 03402=371217Н.
Mб = Dб × Qгрg(2 × iпл × hпл) (58)
hпл – КПД полиспаста; при iпл=2 hпл=099
Mб = 04 × 1250098(2 × 4 × 097)=63144Н×м.
В предварительном расчете принимаем
D3 – диаметр окружности зубчатого венца вала редуктора
Dокр=1350252=03402м.
Следовательно 6 болтов достаточно для крепления вала редуктора с барабаном. Призонные болты выбираем по ГОСТ 7817 - 72.
Тормоз устанавливается на быстроходном валу редуктора. Расчетный тормозной момент на валу равен:
где kт – коэффициент запаса торможения для тяжелого режима работы kт=2
По значению расчетного тормозного момента подбираем тормоз ТКГ-250 с параметрами:
диаметр тормозного шкива – 250мм
тормозной момент – 400 Н × м.
D = 250мм B = 196 мм H = 418 мм S=60 мм h=200мм d=18 ммL=610ммl=250ммb=120 l1=110 мм B1=100 мм b1=120 мм.
Рис. 2.16. Тормоз ТКГ –300
В механизме подъема необходимо выбрать муфту для соединении вала редуктора с валом электродвигателя. Муфта выбирается по расчетному крутящему моменту:
где Dб – диаметр барабана м;
kз - коэффициент запаса;
h0 – КПД механизма подъема.
где k1 – коэффициент учитывающий степень ответственности механизма для механизма
k2– коэффициент учитывающий режим работы для режима работы М6 k2=13;
Для соединения вала двигателя и быстроходного вала редуктора применяются упругие втулочно-пальцевые муфты типа МУВП.
номинальный крутящий момент Мном =680 Н×м
радиальное смещение валов 03 мм
угловое смещение валов 1000’
d=45 мм; D=400 мм; L = 300 мм;
Рис. 2.17. Компоновка механизма подъема.
МЕХАНИЗМ ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ТЕЛЕЖКИ.
Крановая тележка 1 (рис.3.1 ) обычно устанавливается на четырех ходовых колесах 2 два из которых являются приводными. Вращение на колеса передается от электродвигателя 5 через редуктор 3 и трансмиссионные валы 6. Быстроходные валы электродвигателя и редуктора соединяются тормоз- муфтой 4тихоходные валы - зубчатыми муфтами 7.
Рис. 3.1. Кинематическая схема механизма передвижения тележки.
1. Выбор колес и подтележечных рельсов.
Выбор колес тележки производим по нагрузке на одно колесо:
Тк = [(Q+ mТ)gZк] ·kнк (63)
где Q – вес груза кг;
mт. = 015· 12500=1875кг ;
Zк–число ходовых колёс ;
kнк –коэффициент неравномерности распределения нагрузки на колёса;
Тк = [(12500+ 1875)984] ·125=44кН ;
По справочным данным для данной нагрузки выбираем колеса диаметром Dк.=350 мм. Для передвижения тележки будем использовать двухребордные цилиндрические крановые колеса имеющие следующие параметры.
Dк = 250 мм dц = 90 мм D = 160 мм d1 = 65 мм B = 60 мм.
Рис. 3.2. Ходовое колесо тележки ГОСТ 3569-74
2. Определение сопротивления передвижению тележки
Определим сопротивление в опорных ходовых колёсах Wст
Wст = (Q + mТ)×g× (2 · m + f · dц) × kрDк; (65)
где Q – вес номинального груза кг;
Dк – диаметр колеса см;
dц – диаметр цапфы вала колеса см;
mт–масса тележки кг ;
m - коэффициент трения качения колеса по рельсу см
f – приведенный коэффициент трения скольжения в подшипниках колес тележки
kр – коэффициент учитывающий трение реборд о рельсы
Wст = (12500 + 1875)×98× (2 · 004 + 0015 · 9) × 2535=24кН.
С учётом дополнительного сопротивления от натяжения грузового каната и провисания тяговое усилие в канате :
Расчётная разрывная нагрузка на канат:
где к- коэффициент запаса к=56
Выбираем канат двойной свивки диаметром 83 мм типа ЛК-Р конструкции 6×19(1+6+66)+1 о.с. Fразр.=38150 Н. Маркировочная группа1764 МПа.
Принимаем Dтб= 160 мм.
Определим частоту вращения тягового барабана:
4 Определение мощности приводного двигателя..
Выбираем двигатель MT-111-6 мощность N=35 кВт частота вращения n=905 обмин максимальный момент М=87 Нм момент инерции J=0195 кгм2
5 Определение необходимого передаточного отношения механизма.
Принимаем редуктор ВКН-320 с передаточным отношением i=125 частота вращения n=750 обмин мощность N=27 кВт.
Определим крутящий момент на барабане :
7 Расчет и выбор тормоза.
По значению расчетного тормозного момента подбираем тормоз ТКП-500 с параметрами:
диаметр тормозного шкива – 500мм
тормозной момент – 250 Н × м.
D = 500мм B = 735 мм H = 900 мм S=90 мм h=450мм d=18 ммL=735ммl=295ммb=120 l1=140 мм B1=130 мм b1=80 мм.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ И МАССОВЫХ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСИК КРАНА.
Для данного крана: пролет L=25м длина базы Б=9м. Найдем остальные параметры исходя из этих данных.
Высота сечения моста:
Ширина сечения моста:
Размер жесткой опоры:
Размер гибкой опоры:
Масса тележки траверсы крюка:
Масса подъемных лебедок:
Масса тяговой лебедки:
Масса металлоконструкций:
Gm=0.73(Gкр-Gт-Gпл-Gтл); (86)
Gm=0.73(31.25-1.875-2.5-0.375)=19.345т;
Масса жесткой опоры:
Gмост =Gм -Gго-Gжо (89)
Gмост=19.345-1.6-4=13.745т
Ширина обслуживаемой площадки:
Принятые значения дают возможность определить координаты центров масс отдельных элементов и крана в целом относительно оси абсцисс проходящей через головни рельсов и оси ординат проходящей через точку опоры на рельсы жёсткой опоры крана.
1Определение значений координат центра масс крана и его элементов и их статических моментов.
Тележка с траверсой:
yжо=0.67(h-hм); (99)
yжо=0.67(14-25)=7.71
хм=(25-3.25)2=10.875;
ум=(h-hm2)0.7; (101)
Определение координат центра масс всего крана:
хк=196.6331.25=6.29м ук=307.3231.25=9.8м
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВНЕШНИХ НАГРУЗОК НА КРАН.
1.Определение ветровых нагрузок (ГОСТ 1451-77)
Для рабочего состояния:
Wp=0.15*F**c*n (102)
где F-наветренная площадь
-коэффициент сплошности=045
с- аэродинамический коэффициентс=14
n-высотный коэффициент n=1.37 для моста и n=125 для остальных.
Площадь жёсткой опоры :
Площадь гибкой опоры :
Для того чтобы определить ветровую нагрузку действующую на груз примем
Инерционные нагрузки определяются для периодов неустановившегося движения крана разгона и торможения крана в целом его грузовой тележки а также механизма подъема. Для погрузочно-разгрузочных козловых кранов принимаем допустимое ускорение а=0.3мс2. Координату точки подвеса груза принимаем равной h поскольку грузовая тележка движется по верхней панели моста.
Определим движущую силу крана:
Координата силы y=6.
Опрокидывающий момент:
Определим движущую силу груза:
Координата силы y=115.
Она возникает при разгоне и торможении тележки с грузом:
Она возникает при поднимании и опускании разгоне и торможении груза
Для рабочего состояния :
Поскольку грузоподъёмность рассчитываемого крана 12.5 т. принимаем число колёс в каждой опоре равной 1.
Выбираем двухребордное колесо конического исполнения по ГОСТ 3569-74 с нагрузкой на рельс 320kHдиаметром D=710 мм шириной В= 100мм рельс КР-80 радиус r=400мм.
где - контактное напряжение смятия
mk - безразмерный коэффициент зависящий от соотношения D2r по таблице принимаем 0.47
Принимаем сталь 40ХН с =2200мПа.
РАСЧЕТ И ПОДБОР ОБОРУДОВАНИЯ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ КРАНА.
Механизм передвижения крана служит для перемещения крана по рельсам.
где Dk -диаметр ходового колеса
f -коэффициент трения кочения f=0.0007
-коэффициент трения качения в подшипниках ходовых колёс
r-радиус цапфы r=0.071 м
где Kобщ- число колёс крана Kобщ=4.
Кпр- число приводных колёс Kпр=2.
где -коэффициент сцепления колеса с мокрым рельсом.
Так как 2>1.2 то по запасу сцепления механизм подходит.
где xв -координата центра ветрового давления xв=615м.
Выбираем двигатель MTF-112-6.
6. Подбор редуктора .
Частота вращения колёс крана :
Необходимое передаточное отношение механизма передвижения крана:
Выбираем редуктор горизонтального исполнения серии Ц2У-250 с передаточным отношением i=40 .
Выбираем тормоз типа ТКТ-200 с тормозным моментом М=160 Нм.
В ходе данного курсового проекта спроектировали конструкцию козлового крана. Также были просчитаны и спроектированы механизмы подъема и перемещения крана и тележки.
В результате расчета были выбраны:
- для механизма подъема груза - электродвигатель МТВ 412-8 редуктор Ц2-400 тормоз ТГК -250 муфты упругие втулочно- пальцевые.
- для механизма передвижения тележки электродвигатель МТ- 111-6 редуктор ВКН - 320 тормоз ТКП-500 муфты МУВП.
- для механизма передвижения крана электродвигатель МТF- 112-6 редуктор Ц2 У- 250 тормоз ТКТ-200 муфты МУВП.
Александров М.П. “Подъемно-транспортные машины”: 5-е изд.-М.: Высшая школа1979.
Кузьмин А.В. Марон Ф.Л. “Справочник по расчетам механизмов подъемно-транспортных машин”: 2-е изд.-Минск.: Высш. Школа1983.
Руденко Н.Ф. Руденко В.Н. “Грузоподъемные машины ”:Атлас конструкций.-М.: Машиностроение1970.
Вайнсон А.А. “Подъемно-транспортные машины в строительной промышленности”: Атлас.-М.: Машиностроение1976.

Мах Кран.dwg

ЧГУ.Д.190205.КП.000001.ВО
ЛК-Р 6*19(1+6+66)+1 О.С.
тип . . . . . . . . . . . . . . . ТКП-500
тип . . . . . . . . . . . . . . . ТКТ-200
передвижения тележки:
тип . . . . . . . . . . . . . . . ТКГ-250
передсточное число . . . . . . 41
тип . . . . . . . . . . . . . . . . .Ц2 У-250
передаточное число . . . . . . 12
Электродвигатель механизма:
Продолжительность работы . . ПВ = 25%
Группа режима работы . . . . . . . . 6М
Высота подъема груза
т . . . . . . . . . 12
Техническая характеристика
тип . . . . . . . . . . . . . . . . .Ц2-200
передаточное число . . . . . . 24
тип . . . . . . . . . . . . . . . . Ц2-400
кВт . . . . . . . . . . 6
тип . . . . . . . . . . . . . . . . МТF 112-6
кВт . . . . . . . . . . 3
тип . . . . . . . . . . . . . . . . МТ111-6
кВт . . . . . . . . . . 22
тип . . . . . . . . . . . . . . МТВ 412-8
передвижения крана . . . . . . . 50
передвижения тележки. . . . . . 40
подъема груза . . . . . . . . . . . 10
Канат передвижения. 8
Схема запасовки тросов
ЧГУ.Д.190205.КП.000002.СБ
Скорость подъема груза
тип. . . . . . . . . . . . . . . МТВ412-8
кВт . . . . . . . . . . . 22
тип . . . . . . . . . . . . . . . Ц2-400
передаточное число . . . . . . . 24
тип . . . . . . . . . . . . . . ТГК-250
Расклепать с двух сторон
ЧГУ.Д.190205.КП.000003.СБ
ЧГУ.Д.190205.КП.00003.СБ
ЧГУ.ИМИХ.Д.ПК.190205.000004

Спецификация на подвескУ.doc

ЧГУ.Д.ПК.190205.000003.СБ.
Дистанционное кольцо
Замок предохранительный
Планка (предохранит.)
Шайба (предохранит.)
Болт М8×20 ГОСТ 7797-70
Болт М8×22 ГОСТ 7797-70
ЧГУ.Д.ПК.190205.000003.
Гайка М10 ГОСТ 5915 - 70
ЧГУ.Д.ПК.190205.000003

Спец. крана.doc

ЧГУ.Д.190205.КП.000000.ВО
Привод передвижения крана
Привод передвижения тележки
Привод подъема подвески
ЧГУ.Д.190205.КП.000001.ВО

Спец. к м. передвижения.doc

ЧГУ.Д.190205.КП.000002.СБ
Ограничитель подъема
Электродвигатель МТВ412-8