Кран подвесной КП-0,5 грузоподъемностью 500 кг

Лист 1.dwg

Заимствованные изделия
Механизм перемещения крана
ЛК-Р 6х19(1+6+66)+1о.с.
Вновь разрабатываемые изделия
Механизм подьема груза
Механизм передвижения тали

Лист 3.dwg

Механизм передвижения
Болт М20х22.36 ГОСТ 7808-94
Подшипник 110 ГОСТ 8338-75
Подшипник 8116 ГОСТ 6874-75
Шайба 10.65Г ГОСТ 6402-88
Электродвигатель 4ААМ56В64ЕЭ

Лист 4.dwg

Лист 2.dwg

Механизм подъема груза
Кольцо уплотнительное
Манжеты ГОСТ 8752-79
Подшипники ГОСТ 8338-75

Титульник.doc

Министерство образования Республики Беларусь
Министерство образования и науки Российской Федерации
Государственное учреждение высшего профессионального образования
Белорусско-Российский университет
Кафедра “ Строительные дорожные подъёмно-транспортные машины и оборудование”

Записка.doc

Расчет механизма подъема крана ..4
Расчет механизма передвижения тали 26
Расчет механизма передвижения крана ..32
Расчёт металлоконструкции крана ..38
Смазка узлов и деталей крана .41
Техника безопасности ..42
Список литературы ..44
Приложение А - Спецификации
Грузоподъемные и транспортирующие машины являются неотъемлемой частью современного производства так как с их помощью осуществляется механизация основных технологических процессов и вспомогательных работ. В поточных и автоматизированных линиях роль подъемно-транспортных машин качественно возросла и они стали органической часть технологического оборудования а влияние их на технико-экономические показатели предприятия стало весьма существенным.
Увеличение производительности и улучшение технико-экономических показателей подъемно-транспортных машин повышение их прочности надежности и долговечности неразрывно связано с применением новейших методов расчета и конструирования.
Инженер должен обладать знаниями необходимыми для выполнения основных расчетов подъемно-транспортных машин и уметь обоснованно подобрать их в комплекс оборудования. При выполнении курсового проекта реальной машины студентам приходиться анализировать условия работы составлять кинематические схемы механизмов правильно компоновать узлы и машины определять производительность машин мощность приводов и т. д.
Расчёт механизма подъёма крана
грузоподъёмностьQ=05 т
скорость подъёма груза Vгр=19 ммин
скорость передвижения крана Vкр=28 ммин
скорость передвижения тали VT=19 ммин
группа режима работы кранаА6
высота подъёма грузаН=21 м
2 Выбор конструкции полиспаста кинематическая схема полиспаста КПД полиспаста
Примем за основу кинематическую схему изображенную на рисунке 1.1
– электродвигатель; 2 – барабан; 3 – редуктор; 4 – тормоз
Рисунок 1.1 - Кинематическая схема механизма подъема
Выбираем плоский полиспаст (a=1) кратностью i=2
Рисунок 1.2 - Схема полиспаста
КПД полиспаста определим по формуле:
где hбл=097 098 – КПД блоков
n=1 – количество подвижных и неподвижных блоков
3 Выбор каната и крюка
Максимальное натяжение в канате набегающем на барабан при подъёме груза определяется по формуле (125 [1]):
mп=005mгр – масса подвески [6]
z – количество ветвей на которых висит груз
mрасч=05+005.05=0525 т
Канат выбираем по разрывному усилию:
где nк=56 – коэффициент запаса для режима работы А6 [6]
По полученному разрывному усилию выбираем канат двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6x19(1+6+66)+1о.с. ГОСТ 2688-69 диаметром dк=51 мм площадью сечения всех проволок Fк=976 мм2 и с разрывным усилием Sр=15800 Н.
Рисунок 1.3 - Канат двойной свивки типа ЛК-Р
По номинальной грузоподъёмности Q=05 т и режиму работы А6 выбираем крюк однорогий №4 по ГОСТ 6627-74.
4 Расчёт диаметров блоков и определение основных параметров барабана
Диаметр блоков по средней линии навитого каната определяем по формуле:
где h2=224 – коэффициент выбора диаметра для блока для режима работы А6
По рекомендациям [5] принимаем мм
Диаметр барабана по средней линии навитого каната определяем по формуле:
где h1=20 – коэффициент выбора диаметра для барабана [6]
Принимаем диаметр барабанамм так как при меньшем диаметре значительно увеличивается длина барабана.
Длина барабана определяется по формуле:
где tн=dк+(2 3)=51+2=7 мм - шаг нарезки
где z – число витков нарезки
где Н – высота подъема груза
Толщина стенки барабана выполненного из чугуна СЧ 15 определяется из расчета на сжатие:
где [s]сж – допускаемое напряжение сжатия стенок барабана определенное для чугуна по зависимости
где sв - предел прочности для чугуна при сжатии. Для чугуна СЧ 15 sв = 650 МПа;
k – коэффициент запаса прочности. Согласно таблицы 17 [1] для крюковых кранов k = 425.
Однако исходя из технологии отливки барабана толщина стенки не должна быть меньше определенной по зависимости
d =002×Dб+(610)=002×185+63=10 мм.
Кроме того стенка барабана испытывает напряжения изгиба и кручения. При соотношении длины барабана к диаметру DбLб = 530230 = 23 3 расчет на прочность по изгибу и кручению можно не выполнять.
Частота вращения барабана
гдеVгр – скорость подъема груза ммин.
5 Определение мощности на подъём груза номинальной массы при установившемся движении механизма выбор двигателя
Определяем статическую мощность на подъем груза номинальной массы по формуле :
гдеhм = 09 – к. п. д. передаточного механизма от электродвигателя к барабану.
Принимаем электродвигатель типа AВ2-31-6 имеющий следующие характеристики: Nдв = 20 кВт; nдв = 870 мин-1; ТпускTном = 18 Jp = 00135 кг×м2.
Номинальный момент на валу электродвигателя:
6 Выбор параметров зубчатого зацепления
Определяем частоту вращения барабана:
Следовательно потребное передаточное отношение механизма:
Определяем момент на тихоходном валу редуктора:
Находим мощность на тихоходном валу:
Определяем фактическую скорость груза:
7 Расчет закрытых зубчатых передач
Расчет производится на выносливость по контактным напряжениям и на прочность зубьев при изгибе:
Принимаем модуль зубчатого зацепления m=2
Передаточное число первой ступени: U1=z1 z2 =12030=4
Передаточное число второй ступени: U2=z1 z2 =13233=4
Делительный диаметр: мм
Выбираем Ст. 20: HB =150
7.1 Проверка расчетных контактных напряжений
Окружная сила в зацеплении:
Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении: кHV =106
Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца: кH =105
Удельная расчетная окружная сила:
Расчетные контактные напряжения:
где: zн =177 (коэф. учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев )
zЕ =275 МПа (коэф. учитывающий механические свойства материалов колес)
z =1 (коэф. суммарной длины контактных линий)
Запас прочности по контактным напряжениям:
Условие прочности соблюдается.
7.2 Проверка расчетных напряжений изгиба
Удельная расчетная окружная сила при изгибе:
где: КFV =1.11 - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении
кF =1 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца
кFα =1 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев
кА=125 - коэффициент внешней динамической нагрузки
Расчетные напряжения изгиба:
где: YFS=42 (коэффициент учитывающий форму зуба)
Y=1 (коэффициент учитывающий наклон зуба)
Y=1 (коэффициент перекрытия зубьев)
Запас прочности по напряжениям изгиба:
Условие прочности выполняется
8 Расчёт тормозного момента. Выбор тормоза проверочный расчёт тормоза
Рисунок 1.4 – Схема электромагнитного колодочного тормоза
Статический момент на тормозном валу:
где - КПД полиспаста
= КПД зубчатой муфты
где km=15 – коэффициент запаса торможения
По приложению L [1] выбираем тормоз ТКТ-200 развивающий тормозной момент 250 Н·м. При этом масса тормоза (m) 376 кг диаметр тормозного шкива (Dшк) 200 мм угол обхвата шкива b=70о.
Тормоз регулируется на необходимый тормозной момент.
Проверочный расчёт на удельное давление:
где - коэффициент трения
где B=90 мм – ширина тормозного шкива
[q] – допускаемое удельное давление
Удельное давление в допускаемых пределах.
Проверочный расчёт на нагрев:
где [qv] – допускаемая удельная мощность трения
v – окружная скорость вращения шкива
q – удельное давление
Выбранный тормоз отвечает условию нагрева.
9 Расчет грузоупорного тормоза
Рисунок 1.5 – Схема грузоупорного тормоза
Определим угол подъема резьбы тормозного вала:
где: t=24-шаг резьбы
Осевая сила возникающая при торможении и зажимающая фрикционные кольца тормоза:
где: ρ=2 3 – угол трения в резьбовой паре при работе в масляной ванне
f=012-коэффициент трения вальцованной ленты по стали в масле
Rc=5875-средний радиус поверхности трения
Надежность удерживания груза в подвешенном состоянии обеспечивается при соблюдении зависимости:
Движущийся вниз груз остановится при условии:
Проверка резьбы на смятие:
где: dН-диаметр наружный винтовой резьбы
dВ-диаметр внутренний винтовой резьбы
z-число витков резьбы воспринимающих нагрузку
10 Расчёт крепления каната к барабану
Рисунок 1.6 – Крепление каната к барабану
Определим выдергивающее усилие:
где: a - угол обхвата канатом барабана принимаем a=4p
f - коэффициент трения между канатом и барабаном (f=010 016)
Необходимое осевое усилие болта:
где - приведенный коэффициент трения между канатом и барабаном
где b =40о – угол заклинивания каната
a1=2p - угол обхвата барабана канатом при переходе от одной канавки планки к другой
где [сж] – допускаемое напряжение сжатия болта.
d1=4928 – внутренний диаметр болта М6
Принимаем две прижимные планки.
Суммарное напряжение в болте при затяжке крепления с учётом растягивающих и изгибающих усилий:
где n=15 – коэффициент запаса надёжности крепления каната к барабану
z=2 – количество болтов на одной планке
l=9 мм – расстояние от дна канавки на барабане до верхней плоскости прижимной планки
- усилие изгибающее болты
Допускаемое напряжение для болта:
МПа - предел текучести для стали Ст5
Так как болты отвечают условию прочности
11 Расчёт оси барабана
Ось барабана испытывает напряжение изгиба от действия усилий двух ветвей каната а так же от собственного веса барабана.
Нагрузки на ступицы барабана при пренебрежении его весом:
где lн=509 мм – длина нарезанной части барабана
lгл=21 мм – длина гладкой части барабана
l1=20 мм l2=60 мм – расстояние от ступиц барабана до опор (принимаем предварительно)
L=Lб+150 200 мм принимаем L=530+150=680 мм
Определим опорные реакции:
Рисунок 1.7 – Расчёт оси вала
Строим эпюру изгибающих моментов:
Для изготовления вала принимаем материал Сталь 45.
Определим диаметр вала под правой ступицей так как там максимальный изгибающий момент:
где К0 – коэффициент учитывающий конструкцию детали (20 28) принимаем К0=24
[n]=17 – допускаемый коэффициент запаса прочности для режима работы А6
s-1=240 МПа – предел выносливости для Стали 45
12 Выбор подшипников оси барабана
Подшипник опоры А. Поскольку ось барабана не вращается относительно вала редуктора то подшипник опоры А выбираем по статической нагрузке.
Расчётная нагрузка на подшипник:
где - коэффициент безопасности (прил. Х [1])
По этой нагрузке выбираем подшипник который должен иметь наружный диаметр 320 мм.
Таким условиям удовлетворяет роликовый радиальный упорный подшипник № 7207 А (ГОСТ 27365–87) имеющий следующие параметры:
D=72 мм d=35мм B=1825 мм С0=32500 Н С=48400 Н.
Так как подшипник опоры В работает при переменном режиме нагрузки определяем эквивалентную нагрузку:
где Р1 Р2 Р3 Р4 – эквивалентный нагрузки
L1 L2 L3 L4 – номинальные долговечности млн. об.
Радиальные нагрузки на подшипник при среднем режиме работы:
Fr2=05·RB=05.259206=129603 H
Fr3=0195·RB=0195.259206=5054517 H
Fr4=005·RB=005.259206=129603 H
Номинальная долговечность подшипника млн. об.:
где Lh=3500 ч – ресурс подшипника (прил. ХII [1])
n – частота вращения барабана
Номинальные долговечности при каждом режиме нагрузки млн. об.:
L1= L3=01·L=137298 млн. об.
L2=05·L=68649 млн. об.
L4=03·L=411894 млн.об.
Для радиального роликоподшипника эквивалентную нагрузку вычисляют по формуле:
где Fr – радиальная нагрузка
Fа – осевая нагрузка в нашем случае Fа=0
V =1 – коэффициент вращения
kt – температурный коэффициент kt=1 (так как рабочая температура подшипника t01000C)
- коэффициент безопасности
X – коэффициент радиальной нагрузки для радиальных двухрядных роликоподшипников Х=1
Эквивалентные нагрузки для каждого режима нагружения:
Эквивалентная нагрузка:
Динамическая грузоподъёмность:
где a - показатель степени для роликоподшипников a=33
С целью унификации для опоры В принимаем подшипник № 7207 А который удовлетворяет по динамической грузоподъёмности.
13 Проверочный расчёт крюковой подвески
13.1 Упорный подшипник
Расчётная нагрузка на подшипник должна быть равна или меньше статической грузоподъёмности:
Для крюка диаметром шейки d1=17 мм выбираем упорный однорядный подшипник лёгкой серии 8204 (ГОСТ 6874-75) со статической грузоподъёмностью С0=30600 Н внутренний диаметр d=20 мм наружный D=40 мм (прил. IX [1]).
13.2 Расчёт траверсы крюка
Траверса изготовлена из Стали 45 имеющей предел прочности sв=600 МПа предел текучести sт=600 МПа предел выносливости s-1=240 МПа.
Траверсу рассчитывают на изгиб при допущении что действующие на неё силы сосредоточенные; кроме того считают что перерезывающие силы незначительно влияют на изгибающий момент. Из приложения XI [1] определяем расстояние между креплениями траверсы b=50 мм.
Максимальный изгибающий момент (рис. 5 сечение А–А):
где Qp – расчётная нагрузка на траверсу (как и на упорный подшипник)
Момент сопротивления среднего сечения траверсы:
где [s] – допускаемое напряжение материала на изгиб
где d2 =d1+(2 5)=20+5=25 мм
b1 – ширина траверсы; назначается с учётом наружного диаметра D1 посадочного гнезда для упорного подшипника
b1=D1+(10 20)=40+10=50 мм
Изгибающий момент в сечении Б – Б:
Минимальный диаметр цапфы под подшипник:
Рисунок 1.5 – Траверса
13.3 Расчёт подшипников блоков
Поскольку подшипники блоков работают при переменном режиме нагрузки то их подбираем так же как и подшипник опоры В оси барабана.
где zбл – число блоков
zпод – число подшипников на которых установлен блок
Fr2=05·Fr1=05.25725 =128625 H
Fr3=0195·Fr1=0195.25725=50164 H
Fr4=005·Fr1=005.25725=128625 H
n – частота вращения подвижного блока
где Dбл – диаметр блока по центру наматывания каната
L1= L3=01·L=0755 млн. об.
L2=05·L=377 млн. об.
L4=03·L=226 млн. об.
V =12 – коэффициент вращения
X – коэффициент радиальной нагрузки для однорядных шарикоподшипников Х=1
где a - показатель степени для шарикоподшипников a=3
По динамической грузоподъёмности выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный 1000908 (ГОСТ 8338-75) имеющий следующие характеристики D=62 мм d=40 мм В=12 мм С0=6900 Н.
Расчёт механизма передвижения тали
Рисунок 2.1 - Кинематическая схема механизма передвижения тали
По таблице 52[3] с учетом Рст max выбираем диаметр колеса D=100 мм.
По диаметру выбираем по таблице колеса с зубчатым венцом типа К1Р1-150К.
Диаметр цапфы колес dц =005 м; количество реборд колеса zр=1; форма поверхности катания – коническая; тип подшипника – роликовый радиальный сферический двухрядный
2Сопротивление передвижения тали
При расчётах подвесных кранов работающих в закрытых помещениях сопротивление передвижению тележки вычисляют по формуле:
где d=50 мм – диаметр цапфы ходового колеса
f=0015 – коэффициент трения в подшипниках колёс
m=06 мм – коэффициент трения качения колеса по рельсу с выпуклой головкой
kp=25 – коэффициент учитывающий сопротивление от трения реборд о рельсы и от трения токосъёмников о троллеи (табл. 28 [1]).
a=0002 – расчётный уклон пути
Сопротивление создаваемое уклоном:
Сопротивление создаваемое силами инерции:
где: -коэффициент учитывающий инерцию вращающихся частей механизма
а- ускорение при разгоне
Полное сопротивление передвижению тали:
3 Расчёт мощности двигателя
Предварительное значение КПД механизма принимаем равным hпр=085
Определяем необходимую мощность:
Выбираем двигатель 4ААМ56В4ЕЭ имеющий параметры: N=018 кВт; n=1380 мин-1; d=11 мм; m=55 кг; TпускTном = 2 Н.м.
Частота вращения колеса:
Требуемое передаточное отношение:
Фактическое передаточное число редуктора:
Фактическая скорость передвижения тали:
4 Расчет закрытой зубчатой передачи
Передаточное число первой ступени: U1=z1 z2 =9119=479
Передаточное число второй ступени: U2=z1 z2 =8618=478
Выбираем Ст.20 : HB =150
5 Расчёт тормозного момента и выбор тормоза
Сопротивление передвижению тали без груза от уклона:
Сопротивление создаваемое трением:
Сопротивление создаваемое инерцией:
Момент создаваемый уклоном:
Момент создаваемый силами трения:
Момент создаваемый силами инерции:
Расчетный тормозной момент механизма передвижения тали при работе без груза:
Исходя из того что значение требуемого тормозного момента очень мало и
учитывая рекомендации тормоз на механизм передвижения электротали можно не устанавливать.
6 Проверка электродвигателя на время разгона.
Номинальный момент двигателя:
Среднепусковой момент двигателя:
Момент статических сопротивлений при разгоне приведенный к валу двигателя:
Момент инерции при разгоне поступательно движущихся частей механизма приведенный к валу двигателя:
Момент инерции при разгоне всех движущихся частей механизма приведенный к валу двигателя:
Время разгона для механизма передвижения тали:
Время разгона для тали не должно превышать 4 с [1]. Полученное время tр.ф. удовлетворяет этому условию. Следовательно выбранный двигатель обеспечит необходимую интенсивность работы.
Проверим среднее ускорение при разгоне:
Это значение не превышает среднего допускаемого [а]=03 мс2 [1]
7 Проверка запаса сцепления колес с опорной поверхностью при разгоне
Минимальное значение коэффициента сопротивления передвижению при Кдоп=1
Статическое сопротивление движению при разгоне:
Сила инерции масс тали:
Запас сцепления ходовых колес с опорной поверхностью при разгоне на подъем:
Для обеспечения запаса сцепления сделаем два приводных колеса.
Ксц=09·2=18>[Ксц]=12
где: 0-коэффициент сцепления приводного колеса с опорной поверхностью
[ксц]-допускаемый коэффициент запаса сцепления при работе без ветровой нагрузки.
Запас сцепления колес с опорной поверхностью обеспечен.
Расчёт механизма передвижения крана
Рисунок 3.1 - Кинематическая схема механизма передвижения крана
1 Определение статических нагрузок на ходовые колеса крана
Ориентировочная масса крана: mкр=219 т
Для крана грузоподъемностью до 8 т следует использовать Рmin и Рmax схему изображенную на рисунке 3.2
Рисунок 3.2 – Расчетная схема механизма передвижения крана
Определяем максимальную нагрузку на все колеса одной стороны
Минимальная нагрузка на колеса одной стороны:
Принимаем число ходовых колес крана Zх.к.=8
Минимальная нагрузка на одно колесо:
где: nх.к.1-число ходовых колес с одной стороны
Максимальная нагрузка на одно колесо:
Выбираем колесо D=200 мм; стандартную колесную установку КР1-200К; диаметр цапфы колес dц=50 мм; количество реборд колеса zp=1; форма поверхности катания – коническая.
2 Сопротивление передвижению крана
Сопротивление создаваемое силами трения:
Ускорение при разгоне:
Полное сопротивление передвижению крана:
3 Выбор электродвигателя
Задаемся предварительным значением КПД механизма передвижения крана
Необходимая мощность электродвигателя:
По [1] предварительно определяем электродвигатель MTКF 311-6 развивающий мощность 11 кВт при частоте вращения n1=910 мин-1; максимальный момент 390 Н·м момент инерции ротора 002165 кг·м2 масса электродвигателя 155 кг.
4 Выбор параметров зубчатого зацепления
Определяем частоту ходовых колес по формуле:
Требуемое передаточное число механизма:
Угловая скорость вращения вала электродвигателя:
Фактическая скорость передвижения крана:
Отклонение от заданной скорости 18 ммин составляет 03%.
Сопротивление передвижению крана без груза от уклона:
учитывая рекомендации тормоз на механизм передвижения крана можно не устанавливать.
Время разгона для механизма передвижения крана:
где: [ксц]-допускаемый коэффициент запаса сцепления при работе без ветровой нагрузки
Расчёт металлоконструкции крана
Приведем расчет главной балки моста по которой передвигается таль. Балка выполнена из прокатного двутаврового профиля и по концам упирается на концевые сварные балки.
Для подсчета нагрузки от собственной массы предварительно принимаем массу балки qб=30 кгм массу механизма передвижения и горизонтальной решетки моста qг=07 кгм. Эту массу считаем равномерно распределенной по длине балки между главной балкой и вспомогательной фермой.
Соответственно расчетная нагрузка на 1м балки:
Определим величину прогиба:
Коэффициент жесткости моста:
Расчетная нагрузка от масс поднимаемого груза и тали:
где: =11- коэффициент динамичности
Эту нагрузку принимаем равномерно распределенной на колеса тали. В соответствии с этим расчетная нагрузка на каждое колесо:
Рисунок 4.1 –Расчетная схема моста крана
Опорная реакция балки в соответствии с расчетной схемой (рис.4.1):
где: bb1-размеры принятые конструктивно
Изгибающий момент от подвижной нагрузки:
Изгибающий момент от собственной массы моста:
Суммарный изгибающий момент:
Допускаемое напряжение для принятого материала балки []=170 МПа
Необходимый момент сопротивления балки при этих напряжениях:
По ГОСТ 8329-72 выбираем балку двутаврового профиля №14 с моментом инерции относительно оси x-x Ix=572 см4 и моментом сопротивления Wx=817см3
Рисунок 4.2 –Поперечное сечение главной балки
Прогиб балки от подвижной нагрузки:
Допускаемый прогиб:мм
Смазка узлов и деталей крана
Для смазки подшипников качения блоков барабана и механизмов крана применяется смазка пресс-солидол синтетический ГОСТ 4366-64 и солидол синтетический ГОСТ 4366-64.
Для смазки каната применяется смазка канатная по ТУ 38-1-1-67.
Смазка редукторов производится автотракторным маслом АКЗп-6 или другими близкими по свойствам по ГОСТ 1862-63.
Зубчатые муфты по рекомендации ГОСТ 50006-83 заполняют следующими смазочными материалами в зависимости от окружающей температуры: ТСп-10 МТ-8п ИПП-200. Смазка реборд колес и рельсов производится графитной смазкой.
Техника безопасности
К управлению краном допускаются лица не моложе 18 лет имеющие соответствующее удостоверение и прошедшие медицинский осмотр для пригодности работы на кране.
Перед началом работы машинист обязан проверить техническое состояние основных механизмов и узлов крана (тормозов крюка канатов блоков металлоконструкции крана) и исправной работы приборов безопасности.
Правилами ГГТН а также стандартом СЭВ 725-77 на грузоподъёмных кранах с электрическим приводом предусмотрена установка концевых выключателей для автоматической остановки:
крана если его скорость может превышать 0533 мс (по стандарту СЭВ–05 мс);
при опасном сближении кранов;
механизма подъёма грузозахватного устройства перед подходом к упору.
Концевой выключатель механизма передвижения устанавливают таким образом чтобы в момент выключения тока расстояние от буфера до упоров составляло не менее половины пути торможения. Концевые выключатели устанавливают в электрической цепи так чтобы при их размыкании сохранилась цепь для обратного движения механизма. Для данного крана применяем концевой выключатель КУ 704 который предназначен для механизма горизонтального перемещения имеющего привод фиксированного положения.
Концевой выключатель механизма подъёма устанавливают так чтобы после остановки грузозахватного устройства зазор между ним и упором на тележке составлял не менее 200 мм. Для этой цели применяют выключатели типа КУ 703 имеющий двухплечий рычаг.
Основной целью данного курсового проекта было обучение основам конструирования сложной машины закрепление углубление и обобщение знаний приобретенных при изучении теории дисциплины “Грузоподъемные машины” и ”Строительная механика и металлоконструкции подъемно-транспортных машин”.
В данном курсовом проекте был разработан кран подвесной грузоподъемностью 63 т. Произведены расчеты механизмов крана подобраны двигатели редуктора тормоза механизма подъема передвижения крана а так же даны рекомендации по технике безопасности при работе с краном и условия смазки узлов. Проверочные расчёты показали что спроектированный кран отвечает всем требованиям стандартов и способен выполнять необходимые технологические операции.
Иванченко Ф. А. Расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин.-2изд. перераб. и доп.-Киев.: Вища школа 1978.-574 с.
Справочник по кранам. Т. 2. Под ред. А.И. Дукельского. – Л.: Машиностроение 1973. – 472с.
Курсовое проектирование грузоподъёмных машин. Руденко Н.Ф. Александров М.П. и Лысяков А.Г. Изд. 3-е перераб. и доп. М.: Машиностроение 1971 464 с.
Курсовое проектирование грузоподъёмных машин: Учеб. Пособие для студентов машиностр. вузов; Под ред. С.А. Казака.-М.:Высш. Шк. 1989. – 319 с.
Марон Ф. Л. Справочник по расчетам механизмов подъемно-транспортных машин. Минск "Вышэйш. школа" 1977. 272 с. с ил.
Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов