Кран велосипедный г/п 32 т

Общий вид.cdw

Техническая характеристика
Грузоподъемность - 32 т.
Высота подъема - 14 м.
Скорость подъема груза - 24 ммин.
Скорость передвижения крана - 51 ммин.
Пролет крана - 18 м.
Технические требования
Размеры для справок.
AD серия; N=1000 кВт; n=1500 обмин
Кинематическая схема
механизма подъема крана
МТН 713-10; N=160 кВт; n=600 обмин
механизма поворота крана
MTF 412-8; N=22 кВт; n=720 обмин
механизма передвижения крана
Двухребордное колесо
Схема запасовки каната
Механизм передвижения

3Д тормоз.cdw

Тормоз.dwg

Размеры для справок.
Остальные технические требования по СТБ 1022-96.
инт А.М12-6gх50.48 ГОСТ 1491-80
Стойка левая в сборе
Стойка правая в сборе
Болт М16-6gх70 ГОСТ 7798-70
Болт М12-6gх55 ГОСТ 7798-70
Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70
Пробка 2-1 МК 6.10 кп ГОСТ 12717-78
Гайка М16-7Н.5 ГОСТ 5915-70

Механизм передвижения.dwg

Размеры для справок.
Смазка подшипников МЛи 412-3 (Литол-24) ГОСТ 21150-87.
Смазку редуктора производить согласно паспорту.
Привод обкатать без нагрузки в течении 30 минут
реверсированием через 4-5 минут.
Остальные технические требования по СТБ 1022-96.
Муфта зубчатая с тормозным шкивом
Болт М12-6gх70 ГОСТ 7798-70
Болт М20-6gх80 ГОСТ 7798-70
Болт М10-6gх45 ГОСТ 7798-70
Гайка М12-7Н.5 ГОСТ 5915-70
Гайка М20-7Н.5 ГОСТ 5915-70
Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 20 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 10 65Г ГОСТ 6402-70
Подшипник 54609 ГОСТ 24696-81

Механизм подъема.dwg

Размеры для справок.
Смазка трущихся поверхностей Литол 24 ГОСТ 21150-87.
Остальные технические требования по СТБ 1022-96.
Муфта зубчатая с тормозным шкивом
Гайка М16 ГОСТ 5915-70
Гайка М22 ГОСТ 5915-70
Шайба 10 2х13 ГОСТ 6402-70
Шайба 16 4х20 ГОСТ 6402-70
Шайба 22 5х28 ГОСТ 6402-70
Шпонка 18х11х80 ГОСТ 23360-78
Шпонка 22х14х55 ГОСТ 23360-78

Общий вид.dwg

Техническая характеристика
Грузоподъемность - 32 т.
Высота подъема - 14 м.
Скорость подъема груза - 24 ммин.
Скорость передвижения крана - 51 ммин.
Пролет крана - 18 м.
Технические требования
Размеры для справок.
AD серия; N=1000 кВт; n=1500 обмин
Кинематическая схема
механизма подъема крана
МТН 713-10; N=160 кВт; n=600 обмин
механизма поворота крана
MTF 412-8; N=22 кВт; n=720 обмин
механизма передвижения крана
Двухребордное колесо
Схема запасовки каната
Механизм передвижения

Механизм передвижения.cdw

Размеры для справок.
Смазка подшипников МЛи 412-3 (Литол-24) ГОСТ 21150-87.
Смазку редуктора производить согласно паспорту.
Привод обкатать без нагрузки в течении 30 минут
реверсированием через 4-5 минут.
Остальные технические требования по СТБ 1022-96.
Муфта зубчатая с тормозным шкивом
Болт М12-6gх70 ГОСТ 7798-70
Болт М20-6gх80 ГОСТ 7798-70
Болт М10-6gх45 ГОСТ 7798-70
Гайка М12-7Н.5 ГОСТ 5915-70
Гайка М20-7Н.5 ГОСТ 5915-70
Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 20 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 10 65Г ГОСТ 6402-70
Подшипник 54609 ГОСТ 24696-81

Механизм подъема.cdw

Размеры для справок.
Смазка трущихся поверхностей Литол 24 ГОСТ 21150-87.
Остальные технические требования по СТБ 1022-96.
Муфта зубчатая с тормозным шкивом
Гайка М16 ГОСТ 5915-70
Гайка М22 ГОСТ 5915-70
Шайба 10 2х13 ГОСТ 6402-70
Шайба 16 4х20 ГОСТ 6402-70
Шайба 22 5х28 ГОСТ 6402-70
Шпонка 18х11х80 ГОСТ 23360-78
Шпонка 22х14х55 ГОСТ 23360-78

Тормоз.cdw

Размеры для справок.
Остальные технические требования по СТБ 1022-96.
инт А.М12-6gх50.48 ГОСТ 1491-80
Стойка левая в сборе
Стойка правая в сборе
Болт М16-6gх70 ГОСТ 7798-70
Болт М12-6gх55 ГОСТ 7798-70
Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70
Пробка 2-1 МК 6.10 кп ГОСТ 12717-78
Гайка М16-7Н.5 ГОСТ 5915-70

курсовой кран.docx

Грузоподъемные машины являются неотъемлемой частью современного производства так как с их помощью осуществляется механизация основных технологических процессов и вспомогательных работ. Применение таких машин уменьшает объем использования тяжелых ручных операций и способствует повышению производительности труда.
Из основных тенденций в развитии подъемно-транспортного машиностроения необходимо отметить создание качественно новых видов машин и механизмов а также широкую модернизацию существующих машин и установок для обеспечения механизации и автоматизации погрузочно-разгрузочных транспортных и складских работ во всех областях народного хозяйства. Повышение грузоподъемности и надежности машин при одновременном значительном снижении их металлоемкости благодаря применению новых кинематических схем более совершенных методов расчета использованию новых материалов.
При выполнении данного курсового проекта необходимо проанализировать условия работы грузоподъемной машины составить кинематические схемы механизмов правильно скомпоновать узлы вычислить нагрузки действующие на элементы машин рассчитать на прочность и долговечность узлы и детали.
Конечной целью проектирования является получение наилучшего технического решения из числа возможных альтернатив обеспечивающего высокие показатели эффективности и качества создаваемого объекта. Это достигается решением задачи синтеза которая направлена на определение
структуры и оптимальных параметров объекта.
Проектируемый ГПМ – велосипедный кран предназначенный для перемещения грузов по вертикали и передачи их из одной точки площади обслуживаемой машиной в другую.
Характерными условиями эксплуатации крана являются цикличность работы механизмов с частыми пусками остановками и реверсами.
В качестве исходных данных примем:
– грузоподъемность ;
– максимальная высота подъема ;
– скорость подъема груза ;
– скорость передвижения крана ;
– группа режима работы – А6.
Группа режима А6 характеризуется постоянной работой с грузами номинальной массы с высокими скоростями большим числом включений (до 600 в час) высокой продолжительностью включения. Норма времени работы механизмов равна от 25000 до 50000 часов.
Предварительный расчет механизмов
1 Механизм подъема груза
При проектировании механизма подъема груза с непосредственной навивкой каната на барабан примем для дальнейшего расчета сдвоенный полиспаст кратностью m=3 при использовании которого обеспечиваются вертикальное перемещение груза одинаковая нагрузка на подшипники барабана независимо от высоты подъема груза.
Сдвоенный полиспаст представляет собой два параллельных одинарных полиспаста соединенных на уравнительном блоке число ветвей подвеса груза в нем вычислим по формуле:
Исходя из вышеизложенного выбираем общую схему подвески груза.
Рисунок 1 – Общая схема подвески груза
Для определения КПД полиспаста примем коэффициент полезного действия канатных блоков (среднее значение) при угле обхвата блока и установке блоков на подшипники качения [6 см. табл. 2.16 стр. 271]. КПД полиспаста вычислим по формуле:
Из общей схемы подвески груза видно что между барабаном и полиспастом находятся направляющие блоки КПД которых определим исходя из угла обхвата по таблице 2.16 [6 стр. 271] тогда .
При сдвоенном полиспасте максимальное усилие натяжения в канате набегающем на барабан при подъеме груза определим по формуле:
где – масса груза кг.
При сдвоенном полиспасте максимальное усилие натяжения в канате сбегающем с барабана при спуске груза определим по формуле:
Подставив значения в формулу 2.3 получим:
Канат выбираем по разрывному усилию согласно Правилам Госгортехнадзора по формуле:
где – коэффициент запаса прочности каната принимаемый по табл. 11 [3 стр. 56].
По таблице 11 выбираем коэффициент запаса прочности канатов для машинного привода и тяжелого режима работы равным .
По ГОСТу 2688-80 исходя из рассчитанного разрывного усилия выбираем стальной канат двойной свивки с линейным касанием в прядях типа ЛК-Р с одним органическим сердечником: диаметром 255 мм грузового назначения марки 1 оцинкованный по группе ОЖ правой крестовой свивки нераскручивающийся нерихтованный нормальной точности маркировочной группы 1960 Нмм2 (200 кгсмм2) разрывное усилие .
При сравнительном анализе литых и сварных направляющих блоков для дальнейшего проектирования выбираем сварные так как масса и трудоемкость их изготовления может быть примерно в 15 раза меньше чем литых.
Диаметр Dб блока (по дну канавки) выбираем в зависимости от диаметра каната dк:
где – коэффициент зависящий от режима работы и типа грузоподъемной машины.
Коэффициент определим из таблицы 12 [3 стр. 58] наименьшее допускаемое значение коэффициента для проектируемого крана подставляя данное значение в формулу 2.5 получим значение диаметра блока механизма подъема груза.
Диаметр блока выбираем из таблицы V.2.11 [6 стр. 260] стандартных значений: .
Диаметр барабана измеренный по средней линии навитого в один слой каната вычислим по формуле:
где – количество слоев навивки каната.
Для данного механизма подъема выбираем один слой навивки каната на барабан. Подставляя все значения в формулу 2.6 вычислим диаметр барабана:
Для дальнейшего расчёта примем диаметр равным .
Проведём расчет барабана. Выбираем литой барабан в связи с их технологичностью изготовления. Используем барабан с винтовой канавкой и однослойной навивкой каната так как многослойная навивка на гладких барабанах вызывает повышенное изнашивание каната применять такое решение для механизмов режимной группы А6 не рекомендуется.
Минимальная длина барабана при навивке в один слой двух ветвей каната вычислим по формуле:
где – длина участка барабана для навивки каната в один слой мм;
– длина участка барабана для крепления каната прижимными планками ( – шаг навивки каната) мм;
– длина среднего ненарезанного участка барабана мм.
Шаг навивки каната выбираем из таблицы V.2.13 [6 стр. 262] так как диаметр каната 255 мм то .
Длину участка барабана для навивки каната в один слой вычислим по формуле:
где Н – высота подъема груза мм;
– кратность полиспаста;
– диаметр барабана измеренный по средней линии навитого в один слой каната мм;
– количество неприкосновенных витков каната ();
– шаг навивки каната.
Подставляя в формулу 2.8 все значения определим длину участка барабана для навивки каната в один слой:
Вычислим длину участка барабана для крепления каната прижимными планками: .
Длину среднего ненарезанного участка барабана вычислим по формуле:
где – расстояние между осями ручьев блоков подвески или направляющих блоков с которых ветви каната наматываются на барабан мм;
– минимальное расстояние между осями барабана и блоков подвески в ее верхнем положении или между осями барабана и направляющих блоков мм;
– угол отклонения каната от средней плоскости блока или от направления канавки на барабане.
По РТМ 24.090.20-76 угол отклонения каната не должен превышать для барабана с нарезанной канавкой.
Вычислим по формуле 2.7 общую длину барабана:
При работе барабан испытывает в основном поперечное сжатие а также кручение и изгиб. Прочностной расчет барабанов на сжатие выполняется следующим образом.
Материал отливки барабана выбираем чугун СЧ 24-44 с пределом прочности на сжатие .
Толщину стенки барабана определим из расчета на сжатие:
где – допустимое напряжение сжатия Мпа.
Для чугуна СЧ 24-44 группы режима 6М – допускаемое напряжение сжатия по таблице V.2.12 [6 стр. 260] равно . Тогда найдем толщину стенки барабана по формуле 2.10:
Из условий технологии изготовления барабанов толщина стенки их должна быть не менее 12 мм и может быть определена по формуле:
Принимаем толщину стенки .
Кроме сжатия стенка барабана испытывает деформацию изгиба и кручения. Составим схему расчета барабана.
Рисунок 2 – Схема расчета барабана
Крутящий момент передаваемый барабаном вычислим по формуле:
Изгибающий момент определим для случая когда крюковая подвеска находится в самом верхнем положении. Тогда изгибающий момент вычислим по формуле:
Далее вычислим сложное напряжение от изгиба и кручения по формуле:
где – экваториальный момент сопротивления поперечного сечения барабана м3;
– коэффициент приведения напряжений.
Экваториальный момент сопротивления поперечного сечения барабана вычислим по формуле:
где – внутренний диаметр барабана.
Вычислим по формуле 2.14 экваториальный момент сопротивления поперечного сечения барабана:
Вычислим по формуле 2.13 сложное напряжение от изгиба и кручения:
Напряжения от изгиба и кручения в стенке барабана незначительны и не превышает 15% от напряжения сжатия.
Для выбранного типа барабана примем конструкцию крепления каната к барабану прижимной планкой имеющей трапециевидные канавки. Канат удерживается от перемещения силой трения возникающей от зажатия его между планкой и барабаном болтами. В расчёте длины барабана было предусмотрено наличие дополнительных витков способствующих уменьшению усилия в точке закрепления каната.
Натяжение каната перед прижимной планкой вычислим по формуле:
где – основание натурального логарифма;
– коэффициент трения между канатом и барабаном ();
– угол обхвата канатом барабана принимаем .
Вычислим значение натяжения каната перед прижимной планкой по формуле 2.15:
Вычислим суммарное усилие растяжения болтов по формуле:
где – приведенный коэффициент трения между планкой и барабаном при угле заклинивания каната ;
– угол обхвата барабана канатом при переходе от одной канавки планки к другой.
Приведенный коэффициент трения между планкой и барабаном вычислим по формуле:
По формуле 2.16 определим суммарное усилие растяжения болтов:
Далее необходимо определить суммарное напряжение в болте при затяжке крепления с учетом растягивающих и изгибающих усилий по формуле:
где – коэффициент запаса надежности крепления каната к барабану;
– количество болтов;
– внутренний диаметр резьбы болта М22х15 изготовленного из стали Ст 3 мм;
– расстояние от дна канавки барабана до планки мм;
– усилие изгибающее болты Н.
Усилие изгибающее болты определим по формуле:
Определим суммарное напряжение по формуле 2.17:
Допускаемое напряжение для болта определим по формуле:
где – предел текучести МПа.
Тогда допускаемое напряжение будет равно:
Условие 2.17 не выполняется: поэтому для того чтобы условие выполнилось добавим ещё одну такую же планку: количество болтов увеличим в 2 раза.
Теперь условие прочности выполняется.
По номинальной грузоподъемности и режиму работы выбираем крюк однорогий с цилиндрическим хвостиком изготовленный методом горячей штамповки тип Б №22 (ГОСТ 6627-74).
Материал крюка – сталь 20 имеющая предел прочности предел текучести предел выносливости .
Резьба шейки крюка – трапецеидальная Tr 110х12. Тип подвески груза выбираем нормальным.
Вычерчиваем схему подвески груза.
Рисунок 3 – Схема подвески груза
Для крюка c диаметром шейки выбираем упорный однорядный подшипник легкой серии 8224 (ГОСТ 6874-75) со статической грузоподъемностью .
Расчетная нагрузка на подшипник должна быть равна или меньше статической грузоподъемности:
где – коэффициент безопасности;
– сила тяжести поднимаемого груза Н.
Условие 2.20 не выполняется поэтому выберем подшипник средней серии 8324 со статической грузоподъемностью . Проведём проверочный расчет для данного подшипника:
Условие выполняется поэтому для дальнейшего проектирования оставляем упорный однорядный подшипник средней серии 8324.
Для расчета подшипников блоков механизма подвески груза выбираем однорядные шарикоподшипники. Поскольку подшипники блоков работают при переменном режиме нагрузки то для радиальных шарикоподшипников эквивалентную нагрузку при каждом режиме вычислим по формуле:
где – радиальная нагрузка Н;
– осевая нагрузка (в нашем случае равна 0) Н;
– коэффициенты радиальной и осевой нагрузок для однорядных шарикоподшипников при ( – коэффициент осевого нагружения зависящий от угла контакта) ;
– коэффициент вращения;
– коэффициент безопасности;
– температурный коэффициент.
С учетом графика загрузки механизма подъема [3 рис. 17 в] при тяжелом режиме работы радиальные нагрузки на подшипник составят:
Вычислим эквивалентные нагрузки при каждом режиме работы по формуле 2.21:
Вычислим номинальную долговечность подшипника и при каждом режиме нагрузки по формулам:
где – ресурс подшипника ч;
– частота вращения подвижного блока крюковой подвески обмин.
Частоту вращения подвижного блока вычислим по формуле:
где – диаметр блока по центру наматываемого каната мм;
– скорость подъема груза мс.
Определим номинальную долговечность подшипника и при каждом режиме нагрузки по формуле 2.22:
Теперь рассчитаем суммарную эквивалентную нагрузку по формуле:
Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника по формуле:
где – показатель степени;
– коэффициент надежности;
– обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации.
По вычисленной динамической грузоподъемности выбираем однорядный подшипник средней серии 322 с динамической грузоподъемностью .
Выбираем кинематическую схему механизма подъема.
Рисунок 4 – Кинематическая схема механизма подъема груза:
– тормоз; 2 – редуктор; 3 – муфта; 4 – барабан.
Для дальнейшего расчета необходимо определить статическую мощность электродвигателя. Мощность электродвигателя при подъеме груза вычислим по формуле:
где – грузоподъемность Н;
– скорость подъема груза мс;
– общий КПД механизма.
Определим общий КПД механизма по формуле:
где – КПД полиспаста;
Для нахождения мощности двигателя нужно вначале определить КПД редуктора:
где – КПД зубчатого зацепления;
– КПД подшипниковых пар.
Вычислим по формуле 2.25 общий КПД механизма подъема груза:
После чего определяем мощность двигателя.
По полученной мощности с учетом группы режима работы выбираем крановой электродвигатель быстроходный с последовательным возбуждением постоянного тока МТН 713-10 мощностью 160 кВт.
Характеристика электродвигателя МТН 713-10:
– частота вращения 600 обмин;
– масса двигателя 880 кг;
Далее производим расчет передаточного механизма. Вычислим передаточное число редуктора по формуле:
где – частота вращения двигателя обмин;
– частота вращения барабана.
Частоту вращения барабана вычислим по формуле:
Вычислим передаточное число механизма по формуле 2.27:
Редуктор механизма подъема выбираем исходя из расчетной мощности частоты вращения двигателя передаточного числа.
По каталогу выбираем редуктор типа Ц2-500 (передаточное число ). Так как передаточное число выбранного редуктора отличается от рассчитанного значения необходимо определить фактическую скорость подъема груза.
Определим фактическую скорость подъема груза по формуле:
Разница между заданной и фактической скоростью подъема груза составляет 6% что не превышает 10%.
Произведём расчет оси барабана.
Материалом оси барабана выбираем сталь 45 (ГОСТ 1050-74) с пределом прочности и пределом текучести .
Вычерчиваем расчетную схему.
Рисунок 5 – Расчетная схема оси барабана
Так как для проектирования был выбран сдвоенный полиспаст кратностью m=3 при использовании которого обеспечиваются вертикальное перемещение груза одинаковая нагрузка на подшипники барабана независимо от высоты подъема груза то реакции опор будут одинаковы. Расстояние между опорой и торцем ступицы барабана примем равным мм. Рассчитаем реакции в опорах по формуле:
где – расстояние от опоры до точки приложения силы мм;
– расстояние между опорами барабана мм.
Реакции в опорах вычислим по формуле 2.28:
Усилия действующие со стороны ступиц на ось вычислим по формуле:
С помощью формулы 2.29 определим усилия действующие со стороны ступиц на ось:
Для построения эпюры изгибающих моментов необходимо вычислить значения моментов в точках так как реакции в опорах и расстояния между опорой и ступицей равны то :
Подставляя в формулу 2.30 данные вычислим значение изгибающих моментов:
При известном изгибающем моменте диаметр оси приближенно вычисляется по формуле:
где – допустимое напряжение изгиба МПа.
Принимаем d = 75 мм.
Ось барабана проверяется на статическую прочность. Нормальное напряжение от изгибающего момента вычислим по формуле:
где – поправочный коэффициент.
Касательные напряжения от поперечной силы вычислим по формуле:
Вычислим пределы текучести для образца стали 45 по формулам:
где – пределы текучести образца МПа;
– масштабный фактор.
Подставим данные в формулы 2.34 и вычислим пределы текучести:
Вычислим запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям по формулам:
При совместно действии нормальных от изгиба и касательных напряжений запас прочности вычислим по формуле:
Так как то значение .
Вычислим запас прочности по формуле 2.35:
Условие выполняется значит статическая прочность вала обеспечена.
Подбор муфт произведем в соответствии с выбранной схемой механизма передаваемым вращающим моментом частотой вращения.
Наибольшее распространение получили зубчатые и втулочно-пальцевые муфты как нормального исполнения так и в комбинации с тормозным шкивом. Выбираем зубчатую муфту с прямолинейной образующей зубьев.
Произведем расчет зубчатой муфты которая установлена между барабаном и редуктором.
Определим расчетный момент для выбора муфты по формуле:
где – коэффициент (для зубчатых муфт барабанов коэффициент следует увеличить на 20 25%) поэтому принимаем ;
– коэффициент учитывающий режим работы механизма;
– крутящий момент передаваемый муфтой.
Крутящий момент передаваемый муфтой вычислим по формуле:
Определим расчетный момент для выбора муфты по формуле 2.36:
Выбираем стандартную зубчатую муфту (ГОСТ 5006-55) №10 с модулем числом зубьев шириной зуба наибольшим моментом передаваемым муфтой равным .
Тормоз установим на тихоходном валу редуктора Ц2-500 расположим его отдельно от зубчатой муфты. Произведем расчет и выбор тормоза.
Определим нужный тормозной момент с учетом коэффициента запаса торможения по формуле:
где – коэффициент запаса торможения по правилам Госгортехнадзора для тяжелого режима;
– статический момент на валу при торможении Нм.
Так как тормоз установлен на тихоходном валу редуктора (см. рисунок 4) то статический тормозной момент вычислим по формуле:
где – передаточное число от тормозного вала до барабана.
Вычислим нужный тормозной момент по формуле 2.37:
В ходе расчетов получили тормозной момент который невозможно реализовать стандартным тормозным механизмом: тормозной механизм ТКП-800 развивает тормозной момент равный 14700 Нм что практически в 4 раза меньше требуемого поэтому тормоз установим на быстроходном валу редуктора.
Тогда заново вычислим статический тормозной момент по формуле:
Далее определим необходимый тормозной момент:
По тормозному моменту выбираем двухколодочный тормоз типа ТКП-600 с наибольшим тормозным моментом 5000 Нм при ПВ 25%.
В связи с данными конструктивными изменениями начертим кинематическую схему механизма подъема груза.
Рисунок 6 – Кинематическая схема механизма подъема:
Так как изменилась кинематическая схема механизма подъема то необходимо выбрать муфту передающую вращающий момент от электродвигателя – редуктору: для выбранного тормозного механизма выбираем зубчатую муфту с тормозным шкивом диаметром 600 мм.
Далее определим время и путь торможения.
Время торможения механизма подъема рассчитаем по формуле:
где – момент инерции движущихся масс механизма приведенный к валу тормоза при торможении кгм2;
– угловая скорость двигателя радс;
Знак в формуле 2.38 соответствует торможению при подъеме груза а знак " – " – при опускании.
Момент инерции вычислим по формуле:
где – коэффициент учитывающий моменты инерции масс деталей вращающихся медленнее чем вал двигателя;
– сумма моментов инерции ротора двигателя и зубчатой муфты с тормозным шкивом кгм2;
– масса поднимаемого груза кг.
Моменты инерции ротора двигателя и зубчатой муфты с тормозным шкивом возьмем равными соответственно: .
Подставим все данные в формулу 2.39 и вычислим момент инерции:
Зная все необходимые данные можем вычислить время торможения груза при подъеме по формуле 2.38:
Вычислим время торможения груза при опускании по формуле 2.38:
Путь торможения рассчитаем по формуле:
где – фактическая скорость подъема (опускания) груза.
Рассчитаем путь торможения при подъеме груза по формуле 2.40:
Рассчитаем путь торможения при опускании груза по формуле 2.40:
Механизм подъема рассчитан полностью. В ходе расчетов была изменена кинематическая схема механизма что было обосновано расчетами.
Рассчитаем траверсу крюка. Материал траверсы выбираем из стали 45.
Рисунок 7 – Траверса
Траверсу рассчитываем на изгиб при допущении что действующие на нее силы сосредоточенные; кроме того считаем что перерезывающие силы незначительно влияют на изгибающий момент.
Вычислим максимальный изгибающий момент по формуле (сечение А-А):
где – нагрузка на траверсу Н.
Вычислим момент сопротивления среднего сечения траверсы:
где – допускаемое напряжение изгиба МПа.
Т.к. напряжения в траверсе изменяются по пульсирующему циклу то допускаемое напряжение изгиба вычислим по формуле:
где – предел выносливости МПа;
– допустимый запас прочности;
– коэффициент учитывающий режим работы.
Вычислим по формуле 2.41 допускаемое напряжение изгиба:
Определим момент сопротивления среднего сечения траверсы ослабленной отверстием по формуле:
где – диаметр сквозного отверстия траверсы м;
– ширина траверсы м;
– высота траверсы м;
Вычислим момент сопротивления среднего сечения траверсы ослабленной отверстием по формуле 2.42:
Определим изгибающий момент в сечении Б-Б:
Определим минимальный диаметр цапф по формуле:
2 Механизм поворота крана
Для расчета механизма поворота крана необходимо изобразить схему велосипедного крана при расположении стрелы вдоль подкранового пути. При расположении стрелы поперек подкранового пути горизонтальные реакции уменьшаются так как нагрузка от опрокидывающего момента воспринимается в основном горизонтальными направляющими роликами.
Велосипедные краны имеют постоянный вылет.
Рисунок 8 – Расчетная схема велосипедного крана
Вес механизма подъема расстояние а = 4 м.
Расстояние между опорами можно принять равным (058 075) Н где Н – высота подъема груза. Значения b и c примем равными по эмпирическим соотношениям:
в формуле для определения расстояния до центра противовеса принимаем большие значения для грузоподъемности выше 5т.
Диаметр кованой колонны имеющей круглое сплошное сечение следует принимать по условию:
где – момент изгибающий колонну Нм;
– допускаемое напряжение при изгибе по симметричному циклу нагружения МПа.
Материалом крана выбираем конструкционную углеродистую сталь 50 с допускаемым напряжением при изгибе равным при пределе прочности .
Значение изгибающего момента вычислим по формуле:
где – горизонтальная реакция опоры Н.
Значение горизонтальной реакции находится из уравнения статики (уравнения моментов сил относительно какой-либо точки А или В из опор). Для этого необходимо знать вес поворотной части крана включающий в себя вес противовеса. Вес поворотной части можно принять равным 05 веса крана .
Массу крана большой грузоподъемности можно определить по удельной металлоемкости без учета массы противовеса:
где – удельная металлоемкость т(тм);
– грузоподъемность т;
Вычислим массу крана:
Теперь вычислим вес поворотной части крана по формуле:
Вес противовеса определим из условия равнопрочности неподвижной колонны:
Определим вес противовеса при подъеме груза:
Определим реакции опор при подъеме груза так как в этом случае нагрузка на опоры будет максимальной. Вертикальную и горизонтальную реакции в опорах определим путем составления уравнений статики.
Составим уравнение для определения вертикальной реакции опоры:
Составим уравнение для определения горизонтальной реакции опоры:
Подставив все данные в формулы 2.45 и 2.46 вычислим реакции в опорах:
По правилам Госгортехнадзора расчетную горизонтальную нагрузку на подшипник вычислим по формуле:
где – коэффициент безопасности.
Вычислим значение изгибающего момента:
Вычислим диаметр кованой колонны имеющей круглое сплошное сечение по формуле 2.43:
Диаметр ролика и диаметр цапфы ролика определим по эмпирическим формулам:
Произведем выбор подшипников. Так как частота вращения кранов обычно не более 1 обмин а угол поворота как правило меньше 360 то подшипники выбираем по статической грузоподъемности.
Для восприятия горизонтальных (радиальных) нагрузок применим радиальный сферический двухрядный шариковый подшипник с цилиндрическим отверстием (тип 1000 по ГОСТу 5720-75) выбираем подшипник 1322 со статической грузоподъемностью .
Для восприятия вертикальных (осевых) нагрузок применим шариковый упорный одинарный подшипник (тип 8000 по ГОСТу 7872-89) выбираем подшипник 81520 со статической грузоподъемностью .
Определим момент сопротивления повороту.
Момент сопротивления повороту крана действующий в период разгона механизма вычислим по формуле:
где – момент сил трения в опорно-поворотном устройстве Нм;
– момент ветровой нагрузки рабочего состояния (если кран работает на открытом воздухе) Нм;
– момент сил инерции действующих на груз медленно поворачивающиеся части крана (металлоконструкция поворотной части противовес) и вращающиеся части механизма поворота (ротор двигателя тормозной шкив муфты) Нм.
Момент сил трения в опорно-поворотном устройстве вычислим по формуле:
где – момент сил трения в верхней опоре Нм;
– момент сил трения в нижней опоре Нм.
Для велосипедного крана момент сил трения в верхней опоре вычислим по формуле:
где – диаметр шейки колонны для посадки радиально сферического двухрядного шарикового подшипника м;
– диаметр шейки колонны для посадки шарикового упорного одинарного подшипника м;
– приведенный коэффициент трения скольжения в подшипнике.
Тогда определим момент сил трения в верхней опоре по формуле 2.50:
Для велосипедного крана момент сил трения в нижней опоре вычислим по формуле:
где – коэффициент трения качения;
– угол расположения ролика.
Определим момент сил трения в нижней опоре по формуле 2.51:
Момент сил трения в опорно-поворотном устройстве вычислим по формуле 2.49:
Определим момент ветровой нагрузки рабочего состояния максимальное (за время поворота крана) значение:
где – ветровая нагрузка рабочего состояния на поворотную часть крана Н;
– ветровая нагрузка рабочего состояния на груз крана Н;
– ветровая нагрузка рабочего состояния на противовес крана Н;
– расстояние от оси поворота до центра ветрового давления на поворотную часть крана м.
Ветровые нагрузки определим по ГОСТу 1451-77.
Ветровые нагрузки определим по формулам:
где – распределенная ветровая нагрузка Па;
– расчетная площадь поворотной части груза противовеса соответственно м2.
Распределенную ветровую нагрузку вычислим по формуле:
где – динамическое давление ветра Па;
– коэффициент учитывающий изменение динамического давления по высоте;
– коэффициент аэродинамической силы;
– коэффициент перегрузки.
Вычислим распределенную ветровую нагрузку:
Площадь груза поворотной части противовеса возьмем по ГОСТу 1451-77 тогда .
Вычислим ветровые нагрузки:
Вычислим момент ветровой нагрузки рабочего состояния максимальное (за время поворота крана) значение:
Определим момент сил инерции по формуле:
где – момент инерции (относительно оси поворота крана) медленно поворачивающихся частей крана груза и вращающихся частей механизма поворота кгм2;
– угловое ускорение крана радс2.
Момент инерции медленно поворачивающихся частей крана вычислим по формуле:
где – коэффициент учета инерции вращающихся частей механизма поворота;
– момент инерции (относительно оси поворота крана) груза и медленно поворачивающихся частей крана кгм2.
Определим момент инерции груза и медленно поворачивающихся частей крана по формуле:
где – масса j-й медленно поворачивающейся части (груз противовес стрела) кг;
– расстояние от центра j-й массы медленно поворачивающейся части до оси поворота крана м;
– коэффициент приведения геометрических радиусов вращения к радиусам инерции.
Вычислим момент инерции груза и медленно поворачивающихся частей крана по формуле 2.55:
Подставив все данные получим:
Вычислим момент инерции медленно поворачивающихся частей крана по формуле 2.54:
Угловое ускорение при разгоне найдем по допустимому линейному ускорению груза:
где – допустимое линейное ускорение груза мс2.
Вычислим момент сил инерции по формуле 2.53:
Момент сопротивления повороту крана действующий в период разгона механизма вычислим по формуле 2.48:
Далее выберем блок-схему привода и тип двигателя. Для этого необходимо определить мощность двигателя по формуле:
где – угловая скорость вращения крана радс;
– предварительное значение КПД механизма;
– кратность среднепускового момента двигателя по отношению к номинальному.
Вычислим мощность двигателя по формуле 2.57:
Выбираем электродвигатель MTF 412-8 мощностью при частоте вращения двигателя .
Выбираем кинематическую схему механизма поворота.
Рисунок 9 – Кинематическая схема механизма поворота:
– электродвигатель; 2 – муфта; 3 – тормоз; 4 – редуктор.
Далее производим расчет передаточного механизма. Вычислим необходимое передаточное число механизма по формуле:
– частота вращения крана обмин.
Вычислим необходимое передаточное число механизма по формуле:
Редуктор механизма поворота выбираем КЦ1-500 с передаточным числом .
Открытая передача может быть одно- и двухступенчатой или более. Лучше если она будет одноступенчатой тогда передаточное число открытой передачи вычислим по формуле:
Модуль зубчатого зацепления открытой передачи примем из стандартного ряда число зубьев шестерни примем равным тогда определим число зубьев венца опорно-поворотного устройства:
Уточним передаточное число открытой передачи:
Вычислим фактическое передаточное число механизма:
Вычислим фактическую частоту вращения крана:
Выбираем зубчатую муфту с прямолинейной образующей зубьев.
Произведем расчет зубчатой муфты которая установлена между электродвигателем и редуктором.
где – делительный диаметр зубчатого венца м.
Определим расчетный момент для выбора муфты по формуле 2.59:
Выбираем стандартную зубчатую муфту (ГОСТ 5006-55) №3 с модулем числом зубьев шириной зуба наибольшим моментом передаваемым муфтой равным .
Тормоз установим на быстроходном валу редуктора КЦ1-500 расположим его отдельно от зубчатой муфты. Произведем расчет и выбор тормоза.
Определим и вычислим статический тормозной момент по формуле:
Вычислим нужный тормозной момент по формуле 2.60:
По тормозному моменту выбираем двухколодочный тормоз типа ТКП-600 с наибольшим тормозным моментом 5000 Нм при ПВ 25% выбранный при расчете механизма подъема для большей унификации.
3 Механизм передвижения крана
Составим схему крана со всеми усилиями действующими на него для расчета механизма передвижения велосипедного крана.
Рисунок 10 – Схема расчета велосипедного крана
Определим массу неповоротной части крана и колонны по формуле:
Тогда определим вес неповоротной части крана:
Высоту примем примерно равной пролету .
Расстояние рассчитаем из условия устойчивости крана. Коэффициент грузовой устойчивости крана примем равным если в числителе дроби записать сумму моментов в статическом состоянии крана без учета уклона а в знаменателе – момент силы тяжести груза:
Из уравнения устойчивости 2.61 определим расстояние :
Подставим все данный в формулу 2.62 и вычислим базу крана:
Принимаем базу крана .
Определим реакции при повороте стрелы на угол (вес механизма подъема далее не учитываем):
Реакции изменяются при повороте стрелы и при сопротивление будет наибольшим (максимальная реакция ) общее сопротивление также наибольшее (сопротивление от суммы сил неизменно при переменном угле ). Реакция увеличивается при снятии груза что следует из формулы 2.63.
Когда кран работает с грузом сила минимальна сила максимальна.
Вычислим реакции по формулам 2.63 2.64 и 2.65 соответственно:
По максимальному значению реакции опоры выберем ходовые колеса К2Р-900х160 рельс Р24 по ГОСТ 6368-82.
Определим количество приводных колес. Если применить одно ведущее колесо то сила сцепления изменится при повороте стрелы от угла 0 до 90 в то же время возрастает полная сила сопротивления передвижения крана достигая максимального значения при угле 90. Если применить два ведущих колеса то суммарная сцепная сила остается неизменной поэтому расчетный случай при .
Определим наибольшее сопротивление передвижению крана по формуле:
где – максимальная горизонтальная сила определенная по формуле 2.65 при ;
– коэффициент трения скольжения реборды колеса о головку рельса;
– уклон рельсовых путей рад;
– коэффициент тяги роликов;
Коэффициент тяги определим по формуле:
где – коэффициент трения в цапфе при подшипниках качения;
– диаметр цапфы ходового колеса м;
– коэффициент трения качения;
– диаметр ходовых колес м.
Тогда коэффициент тяги вычислим по формуле 2.67:
Вычислим наибольшее сопротивление передвижению крана по формуле 2.66:
Конструкция велосипедного крана аналогична конструкции консольного крана с вращающейся стрелой поэтому для решения вопроса о количестве ведущих ходовых колес применяется аналогичная методика.
Пробуксовывание ведущего колеса возможно при работе с грузом. При отсутствии ветровых нагрузок формула для определения максимально допускаемого ускорения при пуске обретает вид:
где – коэффициент сцепления колес с рельсами;
– коэффициент запаса сцепления;
– коэффициент трения в цапфе ходового колеса;
– диаметр цапфы ходового колеса м.
В предварительном расчете ускорение определяется при допущении: реакция наименьшая (угол поворота стрелы ) а сила наибольшая (). Вычислим допускаемое ускорение при пуске по формуле 2.68:
Для уточненного расчета необходимо определить угол поворота при котором наиболее вероятно пробуксовывание ведущего ходового колеса механизма передвижения крана по формуле:
Вычислим угол поворота при котором наиболее вероятно пробуксовывание ведущего ходового колеса:
Вычислим допускаемое ускорение при пуске по формуле 2.68:
Определим минимальное время пуска при котором колёса не будут пробуксовывать по формуле:
Так как то принимаем одно ведущее ходовое колесо.
Для дальнейшего проектирования механизма передвижения крана необходимо выбрать кинематическую схему.
Рисунок 11 – Кинематическая схема механизма передвижения крана:
– электродвигатель; 2 – муфта; 3 – тормоз; 4 – редуктор; 5 – приводное колесо.
Выбор электродвигателя произведем по потребной мощности в зависимости от скорости и силы сопротивления передвижения. В остальном выбор электродвигателя передвижения крана аналогичен выбору электродвигателя механизма подъема.
Определим мощность потребную для передвижения крана:
где –КПД механизма передвижения крана.
Вычислим мощность двигателя по формуле 2.70:
Выбираем электродвигатель переменного тока асинхронный с короткозамкнутым ротором серии AD развивающий мощность 1000 кВт при частоте вращения ротора 1500 обмин.
Определим частоту вращения ходовых колес по формуле:
– частота вращения ходовых колес.
Вычислим передаточное число механизма по формуле 2.71:
Редуктор механизма передвижения выбираем исходя из расчетной мощности частоты вращения двигателя передаточного числа.
По каталогу выбираем редуктор типа ВКН-560 (передаточное число ). Так как передаточное число выбранного редуктора отличается от рассчитанного значения необходимо определить фактическую скорость передвижения крана.
Определим фактическую скорость передвижения крана по формуле:
Разница между заданной и фактической скоростью передвижения крана составляет 4% что не превышает допустимые 10%.
Произведем расчет зубчатой муфты которая установлена перед электродвигателем.
Определим расчетный момент для выбора муфты по формуле 2.72:
Выбираем стандартную зубчатую муфту (ГОСТ 5006-55) №19 с модулем числом зубьев шириной зуба наибольшим моментом передаваемым муфтой равным .
где – передаточное число от тормозного вала до ходового колеса.
Вычислим нужный тормозной момент по формуле 2.73:
По тормозному моменту выбираем двухколодочный тормоз типа ТКП-800 с наибольшим тормозным моментом 14700 Нм при ПВ 25%.
Расчет металлоконструкции
Выполним расчет колонны велосипедного крана как наиболее нагруженного элемента. Для расчета необходимо знать изгибающий момент в месте установки опорных роликов и диаметр колонны примем эти значения из расчетов механизма поворота крана: .
При проверке колонны на жесткость используем методику при которой колонну принимаем в виде усеченного конуса. Поэтому в верхней части колонны где устанавливаются упорный и радиальный подшипники наибольший диаметр .
Момент инерции сечения колонны в верхней части вычислим по формуле:
Момент инерции сечения колонны в нижней части вычислим по формуле:
Вычислим фиктивную нагрузку по формуле:
Вычислим момент фиктивной нагрузки по формуле:
Определим прогиб конца колонны по методу Мора по формуле:
Вычислим отношение прогиба к вылету крюка:
Допускаемая величина относительного прогиба (01 015) 10-2. На основании полученного прогиба можно не учитывать дополнительный момент сопротивления повороту крана под действием сил крена.
Проверочный расчет механизмов
Проверка двигателя на время разгона.
Двигатель должен разгонять механизм за достаточно короткое время иначе уменьшится производительность крана.
Определим номинальный момент электродвигателя по формуле:
Определим минимальный пусковой момент электродвигателя по формуле:
Определим статический момент на первом валу с учетом фактического КПД при пуске по формуле:
где – подъемная сила в гибком тяговом органе Н.
Подъемную силу определим по формуле:
где – для плоского полиспаста;
– кратность полиспаста.
Вычислим статический момент на первом валу с учетом фактического КПД при пуске по формуле 2.74:
Возможность пуска двигателя под нагрузкой проверяется по условию условие выполняется.
Потребное время пуска электродвигателя вычислим по формуле:
где –допускаемое ускорение мс2.
Тогда вычислим время пуска двигателя:
Проверка времени торможения.
Определим динамический момент при пуске по формуле:
Вычислим необходимый среднепусковой момент:
Максимальный момент вычислим по формуле:
Максимально развиваемый момент двигателем с учетом возможного падения напряжения в сети вычислим по формуле:
Эта величина больше потребного максимального момента поэтому по пусковым перегрузкам двигатель подходит.
Вычислим динамический момент при торможении опускаемого груза по формуле:
Максимальное время торможения опускаемого номинального груза вычислим по формуле:
Выбранный тормоз допускает наибольшее время затормаживания 4 с а при фактическом времени торможения 08 с нагрев колодок будет меньший чем допускаемый.
Проверка двигателя на нагрев.
Проверяем электродвигатель на нагрев с использованием методики номинального режима работы. Электродвигатель имеет при ПВ=25% номинальную мощность 160 кВт. Эквивалентная мощность при ПВ=25% меньше номинальной и определяется по формуле:
где – коэффициент приведения к значению ПВ=45% для тяжелого режима работы принимается 075;
– фактическая мощность двигателя кВт.
Фактическую мощность двигателя вычислим по формуле:
где – коэффициент определяющий эквивалентную по нагреву мощность и принимаемый по графикам в зависимости отношения времени пуска к времени средней рабочей операции.
Вычислим эквивалентную мощность:
Эквивалентная мощность меньше номинальной при ПВ=25% поэтому двигатель подходит.
Выбранный тормоз допускает наибольшее время затормаживания 4 с а при фактическом времени торможения 011 с нагрев колодок будет меньший чем допускаемый.
Проверка двигателя на время пуска.
Принимаем время пуска при движении крана . Потребный динамический момент при пуске вычислим по формуле:
Определим момент статического сопротивления передвижению крана при стреле установленной перпендикулярно рельсовому пути:
Вычислим потребный средний пусковой момент двух двигателей по формуле:
Минимальный пусковой момент двигателя определим при условии трогания с места под нагрузкой по формуле:
Определим необходимый максимальный момент двигателя по формуле:
В заключение определим соотношение моментов должно быть:
Тогда соотношение примет вид:
Двигатель удовлетворяет условиям пуска.
Определим фактическое ускорение развиваемое двигателем:
Вычислим коэффициент запаса сцепления по формуле:
Проверяем электродвигатель на нагрев.
Определим фактическую мощность потребную для передвижения крана по формуле:
Определим эквивалентную по нагреву мощность по формуле:
где – коэффициент зависящий от отношения времени пуска ко времени рабочей операции.
Мощность выбранного электродвигателя составляет 1000 кВт что больше мощности следовательно двигатель удовлетворяет условиям нагрева.
Проектирование велосипедного крана велось с учетом стандартизации и унификации деталей.
Во всех механизмах приняты стандартные тормозные шкивы и механизмы. Основные элементы рассчитанных механизмов приняты из числа выпускаемых серийно: редукторы двигатели опоры подшипники муфты и т.д.
Перечень стандартов принимаемых в курсовом проекте:
Редуктор ГОСТ 20273-80;
Тормоз ОСТ 24.990.08;
Электродвигатель ГОСТ185-70.
В зависимости от требований предъявляемых к смазочным материалам узлы детали крановых механизмов делятся на следующие основные группы: редукторы и зубчатые муфты открытые передачи подшипники качения и скольжения реборды ходовых колес рельсы и направляющие канаты.
Для редуктора применимы трансмиссионные масла. Существенные особенности трансмиссионных масел по ГОСТ 23652-79 – их всесезонность длительные сроки службы и высокая нагрузочная способность.
Для подшипников качения предпочтительны всесезонные смазки из числа обладающих хорошим антикоррозионным действием и длительным сроком службы.
Рельсы кранов смазывают в зависимости от температуры воздуха солидолами или графитной смазкой.
Реборды ходовых колес смазывают с помощью графитных стержней (ТУ 32ЦТ 558-74).
Пресс солидол С. ГОСТ 4366-76 – смазка для подшипников открытых передач направляющих.
Графитная смазка ГОСТ 333-80 применяется для грубых механизмов и канатов.
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 или стрелы 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 установки грузозахватного устройства при подъёме без груза зазор между грузозахватным устройством и упором составлял не менее 200 мм. Для этой цели применяют КУ 703 имеющие двуплечий рычаг. Срабатывают они после подъёма крюковой подвеской груза висящего на одном из плеч рычага выключателя.
В курсовом проекте спроектирован велосипедный кран грузоподъемностью 32 тонны и разработаны механизмы крана в соответствии с назначением и условиями работы.
Были определены основные параметры крана синтезированы кинематические схемы механизма подъема груза механизма поворота крана и механизма передвижения крана определены основные параметры.
На последнем этапе работы над курсовым проектом проведен проверочный расчет спроектированного велосипедного крана а также рассмотрены вопросы соответствия крана нормам безопасности. Также нужно отметить высокий уровень унификации узлов механизмов.
Из полученных результатов можно сделать вывод что поставленная в проекте задача успешно выполнена.
Список использованных источников
Вайнсон А.А. Подъемно-транспортные машины строительной промышленности: Атлас конструкций – М.:Машиностроение1976-152с.
Александров М.П. Подъемно-транспортные машины: Учебник для машиностроительных техникумов.-2-е изд.перераб.-М.: Машиностроение 1984-336с.
Иванченко Ф.К. расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин. Киев издательское объединение “Виша школа” Головное изд-во1978-576с.
Савицкий В.П. Грузоподъемные машины (курсовое проектирование): Учебное пособие для машиностроительных спец. Вузов.-Мн.: Выш. Школа1981-160c.
Курсовое проектирование грузоподъемных машин: Учеб. Пособие для студентов машиностроительных спец. ВузовС.А. Казак В.Е. дусье Е.С. Кузнецов и др; Под ред. С.А. Казак.-М. Высш. Щк.1989-319c.

Содержание.doc

Предварительный расчет механизмов
1 Механизм подъема груза
2 Механизм поворота крана
3 Механизм передвижения крана
Расчет металлоконструкции
Проверочный расчет механизмов
Техника безопасности
Список использованных источников