Механизм подъема и поворота стрелового поворотного крана общего назначения

Крюк.dwg

А1.Кран поворотный.dwg

Высота подъема груза
Угол плворота консоли 360
Габаритные размеры крана

Барабан.dwg

Спецификация кран.dwg

ДМ 01.18.03.00.000.СП
Шпонки ГОСТ 10748-79
Выключатель конечный
Дорожка беговая рол. 1
А1 ПТМ 02.03.00.002 СБ Барабан

Спецификация Барабан.dwg

ДМ 01.18.03.00.000.СП
Шпонки ГОСТ 10748-79
Устройство прижимное
Паронитовая прокладка 2

Спецификация крюк.dwg

КурсовойПТМ.doc

Постановка задачи и исходные данные
Рассчитать механизм подъема и поворота стрелового поворотного крана общего назначения работающего на открытой площадке с неподвижной колонной имеющего:
- грузоподъемность Q =8тс;
- наибольшую высоту подъема H = 7м;
-вылет стрелы L(А) = 12м;
- частота вращения поворотной части nкр =09мин;
- скорость подъема груза V = 0245 м с;
- режим работы – легкий (ПВ=15%)
Расчет механизма подъема
1. Выбор кинематической схемы.
Кинематическая схема механизма подъема представлена на рис.1.
– Полумуфта с тормозом;
В механизме подъема с непосредственной навивкой каната на барабан обычно применяют сдвоенный полиспаст при использовании которого обеспечивается вертикальное перемещение груза одинаковая нагрузка на подшипники барабана и на ходовые колеса тележки независимо от высоты подъема груза. Для крана грузоподъемностью 8 тс (80000 Н) принимаем простой полиспаст кратностью U = 4 (приближенно кратность полиспаста можно выбирать по табл.1).
2. Выбор полиспаста каната диаметра барабана и блоков.
Максимальное натяжение в канате набегающем на барабан при подъеме груза определяется по формуле:
где Z – количество ветвей на которых висит груз;
Z = U× a = 4 × 1 = 4
где Б – КПД блока с учетом жесткости каната; Б = 099.
Канат выбираем по разрывному усилию из приложений I II III IV
SР ≥ Smax × nk (2.3)
nk – коэффициент запаса прочности каната; nk = 5 (табл.2).
Sp = 20512 × 5 = 102560 Н
Выбираем канат ТЛК – Р констр. 6 х 25(1+6 6+12) +1 о.с ГОСТ 7667-80 приложение I. Диаметр dk = 145мм. Разрывное усилие SP=104450 H
расчётный вес 7590кг =3200Нмм2 расчетная площадь сечения Fк=7704мм.
2.1. Диаметр блока и барабана по центру наматываемого каната
Минимальный диаметр барабана по центру наматываемого каната
где е – коэффициент зависящий от режима работы и типа грузоподъемной машины (табл. 3).
Для легкого режима работы принимаем е = 16
Dб(бл) = 16 ×145 = 232 мм
Принимаем диаметр блока Dбл = 320 мм (по центру наматываемого каната) (приложение V) диаметр барабана Dб=260 мм.
Принимаем барабан БК – 260.
Диаметр уравнительного блока:
2.2. Определение длины и толщины стенок барабана
Рабочая длина каната наматываемого на барабан при подъеме
lраб = HU = 7 × 4 = 28 м
Количество рабочих витков:
Zобщ=Zраб+Zзап+Zзакр (2.5)
где Zзап=2 – минимальное количество запасных витков на барабане;
Zзакр=2 – количество витков на закрепление каната
где t – шаг каната; t=dk+(2 3)мм для барабана с нарезкой t=145+3=175мм
dk – запасное расстояние от последних витков каната до концов барабана.
lб=31.175+145=6015 мм
Принимаем lб=605 мм.
Толщина стенки барабана согласно условию деформации сжатия:
где tн- шаг нарезки барабана [1с.475 прил. XIV]=9.
Тогда возникающее напряжение сжатия
У тонкостенных барабанов необходимо проверить толщину стенки на устойчивость:
где D'б=248 мм – диаметр барабана по средней линии стенки
Е=2105 МПа – модуль упругости материала стенки барабана.
Условие выполняется.
3. Выбор и проверочный расчет элементов крюковой подвески
3.1. Выбор и проверочный расчет крюка
По номинальной грузоподъемности Q = 80000 Н и режиму работы выбираем крюк однорогий тип Б №8 ГОСТ 6627-74 (приложение VII). Крюк (рис. 3) изготовлен из стали 20 имеющей предел прочности B = 420 МПа предел текучести T = 250 МПа предел выносливости -1 = 120 МПа. Резьба шейки крюка М 52.
D=95мм S=75мм тип Б=520 А=105 А1=35 в=60мм в1=12ммd=30ммd1=25ммМ=24 h=40мм =22мм =65мм =35мм =4658мм в=в
В сечении 1-1 крюк рассчитывают на растяжение:
=4695 ≤ [] = (50 60) МПа (2.8)
В сечении А-А крюк рассчитывают как кривой брус нагруженный эксцентрично приложенным усилием. Тогда
где F – площадь сечения А-А
е2 – расстояние от центра тяжести сечения до внутренних волокон
Рис. 3. Крюк однорогий
k – коэффициент зависящий от кривизны и формы сечения крюка определяется в зависимости от соотношений и по номограмме [1 рис. 23 стр.60] или по формуле
r – расстояние от центра приложения нагрузки до центра тяжести сечения
- расстояние от центра тяжести сечения до нагруженных волокон
= 90мм – диаметр зева крюка.
Напряжение в сечении А`-A` определяется когда стропы расположены под углом 450 к вершинам.
Наибольшее напряжение внутренних волокон в сечении А - А
Касательное напряжение в сечении А - А
Суммарное напряжение в сечении А - А
Допускаемое напряжение
nТ – запас прочности по пределу текучести; nТ = 12 [1 с. 61].
Условие прочности [] соблюдается .
Высота гайки имеющей трапецеидальную резьбу должна быть не менее:
где t – шаг резьбы d2 – средний и минимальный диаметры мм;
p – допускаемое напряжение на смятие сталь по стали p = 300 350 МПа (материал гайки ст 45).
Высота гайки для метрической резьбы:
Н = 12d2 = 12 × 52 = 624 мм
Высота гайки с учетом установленной стопорной планки принимается Н=70мм.
Наружный диаметр гайки
DH = 18 × d2 = 18 × 52 = 936 мм
3.3.Упорный подшипник
Для крюка диаметром шейки d1 = 55 мм выбираем упорный однорядный подшипник легкой серии 8211 (приложение IX) ГОСТ 6874-75 С0=129000 Н
Расчетная нагрузка на подшипник должна быть равна или менее статической грузоподъемности
k = 12 – коэффициент безопасности для механизмов подъемов всех типов кранов [1 с. 471 приложение Х].
Qp = 12 × 80000 = 96000 H C0 = 129000H
3.4. Траверса крюка
Траверса крюка изготавливается из стали 45 имеющей: В = 610 МПа; Т= 450 МПа; -1 = 250 МПа.
Рис. 4. Траверса крюка
Максимальный изгибающий момент
Момент сопротивления среднего сечения
[n] – коэф-нт запаса прочности =16.
Момент сопротивления среднего сечения траверсы
- ширина траверсы с учётом диаметра
D1 – посадочное гнездо упорного подшипника
Изгибающий момент в сечении Б – Б.
Минимальный диаметр цапфы под подшипник
3.5. Выбор подшипников блоков
Эквивалентная нагрузка на подшипник
где Р1 Р2 Рn - эквивалентные нагрузки
L1 L2 Ln – номинальные долговечности (согласно графика загрузки рис.6).
Для радиальных подшипников:
k – коэффициент безопасности k = 12.
P2 =05 24000 × 12 = 14400H
P3 = 019524000 × 12 =5616H
P4 =005 24000 × 12 =1440H
Долговечность подшипников номинальная и при каждом режиме нагрузки
где Lh – ресурс подшипника Lh = 3500 час [с. 47 приложение ХII].
n – частота вращения подвижного блока крюковой подвески:
L1 = L3=01 L = 01 × 921 = 0921млн. об.
L2 = 05 L = 05 × 921= 4605млн. об.
L4 =03L = 03 921 =2763млн.об
Рис.5. График загрузки механизма подъема (легкий режим работы)
Динамическая грузоподъемность
C = 92113 × 14250 = 29640 H
Для данного диаметра цапфы по динамической грузоподъемности выбираем шариковый подшипник радиальный однорядный лёгкой серии №218 ГОСТ 8338-75 d = 90 мм. D = 160 мм В = 30 мм С = 7530 Н.
3.6. Расчет крепления каната к барабану
Принята конструкция крепления каната к барабану прижимной планкой имеющей трапециевидные канавки. Канат удерживается от перемещения силой трения возникающей от зажатия его между планкой и барабаном болтами (шпильками). Начиная от планки предусматривают дополнительные витки (15 2) способствующие уменьшению усилия в точке закрепления каната.
Натяжение каната перед прижимной планкой:
f– коэффициент трения между канатом и барабаном f = 010 016.
a – угол обхвата каната барабаном принимаем a = 4p.
Суммарное усилие растяжения болтов:
где f1 – приведенный коэффициент трения между планкой и барабаном; при угле заклинивания каната 2b = 80º
α1 – угол обхвата барабана канатом при переходе от одной канавки планки к другой равный 2.
Суммарное напряжение в болте при затяжке креплений с учетом растягивающего и изгибающего усилий
где n – коэффициент запаса надежности крепления каната к барабану n ≥ 15; принимаем n = 2;
z = 2 – количество болтов;
Ри – усилие изгибающее болты.
Pu = Pf 1 =2279× 0233 = 531 Н
d1 – внутренний диаметр болта d1 = 13835мм (М16)Т=220 МПа.
[p] – допускаемое напряжение для болта
Условие прочности выполняется.
4. Расчет оси барабана
4.1. Расчет оси барабана на прочность
Ось барабана изготовлена из стали 45 с пределом прочности B = 610 МПа. Размеры выбираем конструктивно:
а=150 мм lВ = 4125мм
b =110 мм lС = 605 мм
l = 865 мм lД = 3025 мм
Определяем реакции в опорах
RB = 2 . Smax – RA = 2. 20512-14346=26678 Н
Усилие действующее со стороны ступицы на ось:
Строим эпюры изгибающих моментов и перерезывающих сил
Рис.6. Расчетная схема оси барабана
При известном изгибающем моменте диаметр оси барабана приближенно вычисляется по формуле:
где [] – допускаемое напряжение изгиба; для стали 45 при III режиме нагрузки изменяющейся при вращении вала от +М до –М (симметричный цикл) []=55 МПа.
Принимаем диаметр оси барабана d=40 мм.
4.2. Выбор подшипников оси барабана
Ось барабана устанавливают на ролико- или шарикоподшипники радиальные сферические двухрядные.
Расчетная нагрузка на подшипник
QP=kбRB=1226678=32014 H
где kб- коэффициент безопасности принимаем kб=12.
По этой нагрузке для диаметра цапфы 40 мм выбираем подшипник.
Таким условиям удовлетворяет шарикоподшипник радиальный двухрядный сферический №1208 ГОСТ(5720 – 75) со статической грузоподъемностью С0=87200 Н.
Fr2= 05· Fr1 = 05 26678 =13339Н
Fr3 = 0195 Fr1 = 019526678 =5202 Н
Fr4= 005· Fr1 = 005 26678 =1334 Н
Долговечность подшипника номинальная и при каждом режиме нагрузки:
L1 =L3= 01 · L = 01 · 1179 = 1179 млн. об.
L2 = 05 · L = 04 · 1179 = 5895 млн. об.
L4 = 03 · L = 03 · 1179 = 3537 млн. об.
Для радиального шарикоподшипника эквивалентную нагрузку при данном режиме нагрузки вычисляем по формуле:
Р2 = 1334· 12 = 16008 Н
Р3 = 520 · 12 = 624Н
Р4 = 133 · 12 = 1596 Н
Динамическая грузоподъемность:
C = L1α · P =11791333 · 17498 = 36681H.
С целью соблюдения унификации для опоры А принимаем подшипник №1208 который вполне удовлетворяет по динамической грузоподъемности.
5. Расчеты двигателя и редуктора
5.1. Определение мощности двигателя и подбор редуктора
При подъеме номинального груза мощность двигателя механизма подъема
где м = 085 – КПД [1 с. 488 приложение ХХХIII].
Предварительно до проверки мощности двигателя по нагреву принимаем по каталогу ближайший двигатель желательно меньшей мощности.
Из приложения X выбираем электродвигатель переменного тока с фазовым ротором типа MTF 411-8 мощностью Р = 22 кВт частотой вращения n = 685 мин-1 или = 7169 с максимальным моментом МПmax = 580 Н·м моментом инерции ротора Ip= 00545кгм2.
Номинальный момент на валу двигателя
Отношение максимального момента к номинальному
Передаточное число редуктора
где nб – частота вращения барабана.
Редуктор механизма подъема выбираем исходя из расчетной мощности частоты вращения двигателя передаточного числа и режима работы.
По каталогу (прил. XLI XLVI) выбираем редуктор Ц2-250 с передаточным числом Uр =1241 схема сборки 4 вал тихоходный с концом под зубчатую муфту.
Предельная консольная нагрузка на конце тихоходного вала редуктора Ц2 – 250 при легком режиме работы принимается 12 кН [1 прил. XLVI). Действующая нагрузка от оси барабана на конец тихоходного вала редуктора составляет 20512 Н которая меньше предельной.
Определяем фактическую скорость подъема груза:
5.2. Проверка выбранного двигателя по условиям нагрева
Мощность двигателя при подъеме номинального груза
Ранее был выбран двигатель MTF 411-8 (Р=22 кВт n=685мин). Крутящий момент на валу двигателя при подъеме номинального груза:
Номинальный момент выбранного двигателя
Коэффициент перегрузки двигателя при подъеме номинального груза
Используя величину перегрузочной способности двигателя и пользуясь графиком по кривой М=150% т.к. МН=3131Нм при α = 1 находим относительное время пуска:
Определяем время разгона при подъеме номинального груза:
Общее передаточное число
Uм = Up · U = 1241 · 4 = 4964
Среднее время рабочей операции:
где L- средний рабочий путь
Принимаем Lр=175 м тогда:
Отношение времени пуска к среднему времени рабочей операции:
Пользуясь графиком определяем вспомогательный коэффициент γ=08.
Эквивалентная мощность цикла
Определяем требуемую мощность цикла по условиям нагрева при ПВ=25% по формуле:
Выбранный двигатель МТF 411-8 мощностью Р=22кВт удовлетворяет условиям нагрева.
5.3.Проверка двигателя по пусковому моменту
Условие правильности выбора электродвигателя:
Пусковой момент на валу двигателя:
Динамический момент от постоянно движущихся масс:
где Iпр- момент инерции массы груза приведенный к валу электродвигателя.
Динамический момент от вращательно движущихся масс:
Iв- момент инерции от вращательно движущихся масс
М=31758+485+5526=37769 Нм
Коэффициент перегрузки двигателя при пуске:
Средний момент электродвигателя при пуске:
Допускаемая кратность среднепускового момента:
Условие выполняется следовательно выбранный двигатель MTF 411-8 удовлетворяет условиям работы по пусковому моменту.
6. Определение тормозного момента и выбор тормоза.
Расчетный тормозной момент:
Кт=15 – коэффициент запаса торможения.
Выбираем двухколодочный тормоз с электрогидротолкателем ТКТГ-300М с максимальным тормозным моментом отрегулированный на расчетный тормозной момент.
Определение конструктивных параметров
Пример расчетной схемы приведен на рис. 1. Расстояние между опорами h для кранов с большим вылетом и значительной грузоподъемностью не должно быть меньшим чем
. (3.1) Расстояние до центра тяжести противовеса
Вес крана можно определить по эмпирической формуле
где Н – максимальная высота подъема груза.
Вес стрелы вместе с противовесной консолью и с механизмами принимается GС =09 GКР.
Вес противовесной консоли Gк=15 GС.
1. Основные этапы расчета
Расчет механизма поворота стрелового поворотного крана с неподвижной опорой включает следующие этапы:
Определение усилий действующих на опоры и выбор подшипников;
Расчет статического момента сопротивления повороту;
Выбор и проверочные расчеты двигателя;
Определение тормозного момента и выбор тормоза;
Расчет опорной плиты роликов и фундамента;
Расчет лап опорной плиты.
Определение усилий действующих на опоры и выбор подшипников
Верхняя опора крана воспринимает вертикальные и горизонтальные нагрузки.
Определяем вес стрелы и противовесной консоли
где - вес крана определяем по формуле (3.3)
После предварительной проработки принимаем вес стрелы: Gc=150000Н вес противовесной консоли: Gk=225000 H A(L)=12 м r= 04 м h = 4 м l1= 26 м l2= 36 м.
Рис. 1. Расчетная схема поворотного крана с неподвижной колонной
Для определения усилий применяются уравнения равновесия статики. Вертикальное усилие действующее на упорный подшипник верхней опоры равно сумме весов всех вращающихся частей
Вес противовеса Gп определяют из условия равенства суммы статических моментов дейстующих на кран в нагруженном и разгруженном состояниях. Поскольку груз не всегда максимальный и кран большую часть времени находится в разгруженном состоянии принимаем
Сумма моментов с грузом на крюке
Сумма моментов без груза на кране:
Подставим значение моментов в уравнение (4.2) учитывая их направление и решим относительно Gп:
0500 – 36Gп +15 (345000 – 36Gп)= 0
V=80000+150000+225000+202500=657500 Н=6575 кН
Горизонтальную реакцию Н находим из уравнения моментов для груженого крана
Соответственно нагрузке (по V) выбираем упорный шарикоподшипник
№ 8324 с допускаемой осевой нагрузкой 829 кН внутренним диаметром d=120мм наружным D=210мм и радиальный шарикоподшипник № 320 (по Н) с допускаемой радиальной нагрузкой 133 кН внутренним диаметром d=100мм и наружным диаметром D= 215 мм.
1. Расчет статического момента сопротивления повороту
Определяем статический момент сопротивления повороту как сумму моментов сил от трения ветра и уклона.
где сумма моментов сил трения в верхней опоре и нижнем опорно-поворотном устройстве.
Момент сил трения в радиальном подшипнике верхней опоры:
где d1 – средний диаметр подшипника .
Момент сил трения в упорном подшипнике:
Средний диаметр подшипника d2 определяется аналогично d1.
Усилие действующее на каждый из двух роликов
Момент сил трения в нижнем опорно-поворотном устройстве
r= 210 мм - радиус подшипника ролика;
f=002 005 - коэффициент трения в подшипниках роликов;
=003 007см - коэффициент трения качения ролика по колонне;
D=215 мм - диаметр ролика определенный по наружному диаметру
подшипника №320 подобранного ранее;
D - диаметр колонны; его рассчитываем из условия прочности на изгиб по формуле:
где Ми – изгибающий момент в сечении колонны
- допускаемое напряжение материала колонны для Ст.5
Принимаем диаметр колонны 350 мм.
Момент от ветровых нагрузок
где F=10 м2 - наветренная площадь груза;
с - аэродинамический коэффициент (для консольных конструкций
q=150 Нм- скоростной напор ветра в нашем регионе.
Момент сил ветра действующий на кран
Принимаем площадь противовесной консоли по контуру 025·4м2 с учетом балласта и механизмов на ней.
Момент сил возникающих при уклоне
Общий статический момент
2. Выбор электродвигателя поворотного устройства крана
Необходимая статическая мощность двигателя механизма поворота:
Выбираем асинхронный электродвигатель с фазовым ротором MTF 112-6:
Р=58кВт; n=915 мин(); Мп.мах=140 Нм; Jр=0069 кгм(прил.1 2).
Передаточные числа редуктора и зубчатой передачи:
2.1. Проверка выбранного двигателя по условиям нагрева
Суммарный момент статического сопротивления повороту приведенный к валу электродвигателя:
Коэффициент загрузки двигателя при повороте
Относительное время пуска: с [1 с.181 рис.79 а].
Время разгона при повороте с номинальным грузом:
где Iпр – суммарный момент инерции вращающихся масс механизма поворота крана масс груза стрелы консоли и противовеса приведенный к валу двигателя;
Определяем отношение
Необходимая мощность
Эквивалентная мощность
Номинальная мощность
Следовательно выбранный двигатель MTF 112-6 мощностью 58 кВт удовлетворяет условиям нагрева.
2.2. Проверка двигателя по пусковому моменту
Условие правильности выбора двигателя:
где - пусковой момент;
Мст= 3247 Нм - статический момент сопротивления вращению;
- динамический момент от сил инерции масс механизма и вращающихся масс частей крана;
3. Определение тормозного момента и выбор тормоза
Принимаем время торможения tт= 5 с.
Необходимый тормозной момент на валу двигателя:
где - моменты сил от ветра и наклона крана;
Выбираем двухколодочный тормоз с электрогидротолкателем ТКГ- 200 с максимальным тормозным моментом отрегулированный на расчетный тормозной момент.
Диаметр колонны в месте нижнего опорного устройства
где изгибающий момент в сечении Нмм;
- допускаемое напряжение для стали Ст 5;
Колонна выполнена в виде усеченного конуса с диаметром в верхней части равным 100 мм а в нижней 350 мм.
Проверяем колонну на жесткость.
Прогиб конца колонны
где изгибающий момент от фиктивной нагрузки.
Е- модуль упругости Е=
расчетный момент инерции сечения колонны.
Определяем фиктивную нагрузку
где момент инерции сечения колонны d=100 мм
момент инерции сечения колонны d=350 мм
Момент фиктивной нагрузки:
Отклонение прогиба к вылету крюка:
Допускаемая величина отклонения что больше расчетной величины.
5. Расчет опорной плиты роликов и фундамента
Для определения максимального усилия в болтах считаем что стрела расположена на оси Х-Х проходящей через центры двух болтов.
Максимальная нагрузка на болт от опрокидывающего момента:
где М- опрокидывающий момент учитывающий действия весовых нагрузок крана и сил ветра в сторону груза;
i1 i2 in-количество болтов нагруженных соответствующими усилиями P1P2 Pn.
где Мв - момент от сил ветра действующих на кран и на груз.
Максимальная нагрузка на болт от момента М:
От действия вертикальных сил болты будут разгружаться. Величина разгружающей силы:
Расчетная нагрузка на болт
Затяжка болта должна быть такой чтобы при максимальном нагружении крана не произошло раскрытие стыка. Поэтому диаметр болта определяют исходя из двойной расчетной нагрузки
где - допускаемое напряжение при растяжении болта изготовленного из стали Ст4 .
Принимаем болт диаметром d= 36мм (М36).
Чтобы не было сдвига плиты относительно фундамента должно соблюдаться условие
Проверку на смятие фундамента производят по условию
где - напряжение смятия для бетона.
Fоп – опорная поверхность.
Принимаем опорную поверхность в месте ее посадки на болт в виде круга диаметром 800 мм.
Выбираем подшипники для роликов.
Расчетная нагрузка на ролик:
По каталогу подшипников подбираем радиальный однорядный подшипник №317 (ГОСТ7338-75) с наружным диаметром D=180 мм внутренним диаметром d=85 допускаемой радиальной статической нагрузкой С0 =91000 Н .
Материал роликов– сталь 45.
Принимаем наружный диаметр ролика D=180 мм ширина ролика b= 85 мм.
Проверяем беговую дорожку ролика на контактную прочность:
Dк=350 мм – диаметр колонны в месте касания роликов.
Для стали 45 допускаемое контактное напряжение []см=800МПа.
Рассчитываем фундамент.
Размеры и вес определяют из условия устойчивости крана от действия опрокидывающего момента и из условия восприятия усилий грунтом. Влияние боковых граней примыкающих к фундаменту при расчете не учитывается.
Ориентировочно просчитав принимаем фундамент в виде усеченной пирамиды: стороны основания b= 8 м а = 3 м h= 15 м объем фундамента 30385 м вес GФ=7000000 Н.
Вес фундамента согласно условию устойчивости
где М=614475 Н - опрокидывающий момент действующий на кран;
k=15 – минимальный коэффициент грузовой устойчивости определяемый без учета сил инерции центробежных сил и сил ветра.
Напряжение смятия между подошвой фундамента и грунтом от действия вертикальных сил
Напряжение смятия от действия момента:
где - момент сопротивления подошвы фундамента относительно оси перпендикулярной к плоскости действия момента.
Стык не будет раскрываться при соблюдении условия:
где - коэффициент запаса
Суммарное смятие грунта:
где - допускаемое напряжение смятия грунта []см=02МПа .
Рассчитанный фундамент обеспечивает нормальную работу крана.
6. Расчет лап опорной плиты
Лапы опорной плиты рассчитываем по усилиям действующим в местах их примыкания к центральной части.
Необходимый момент сопротивления лапы
где b – плечо приложения силы от анкерного болта до центральной плиты.
Принимаем два швеллера №36 с суммарным моментом сопротивления 1202 мм3 (прил 3).
Иванченко Ф.К. Расчет грузоподъемных и транспортирующих мащин.- К.: Вища школа 1978 г.
Справочник техника-конструктора. Самохвалов А.Н. Левицкий М.Я. Григораш С.С. – К.: Техніка 1978г.
Методические указания по дисциплине «Подъемно-транспортные механизмы и машины». Расчет механизма подъема мостового крана. Галабурда Н.И. Кравцова Э.М.Северодонецк СТИ 2001 59 с.
Правила будови та безпечної експлуатації вантажопідіймальних кранів. ДНАОП 0.00-1.03-02 Державний нормативний акт про охорону праці.- Харків ФОРТ 2002р.

Аннотация.ПТМ.doc

В ходе выполнения данного курсового проекта проектируется поворотный кран общего назначения работающего на открытой площадке.
Расчёт ведется по следующим исходным данным:
Грузоподъёмность Q=8тс высота подъёма Н=7м вылет крюка А=12м скорость подъёмаV=0245мс частота вращения поворотной части nкр=09мин режим работы – легкий (ПВ=15%).
В ходе выполнения курсового проекта подбирается полиспаст канат барабана блоки крюк траверса подшипники расчитывается динамическая грузоподъёмностьэлектродвигатель и редуктор тормозной момент расчёт конструктивных параметровколонныопорной плиты фундамента лап опорной плиты. Кран компонуется и вычерчивается на формате А1 в соответствии с техническими требованиями.
Аналитический обзор 6
Постановка задачи и исходные данные 7
Расчёт механизма подъёма 7
Выбор палиспаста каната диаметр барабана и блоков 8
Выбор и проверочный расчёт элементов крюковой подвески 11
Расчёт оси барабана 19
Расчёт двигателя и редуктора 21
Определение тормозного момента и выбор тормоза 25
Определение конструктивных параметров 26
Определение усилий дейс - щих на опоры и выбор подшипников 26
Расчёт статического момента сопротивления повороту 28
Выбор электро-двигателя поворотного устройства 31
Определение тормозного момента и выбор тормоза 33
Расчёт опорной плиты роликов и фундамента 35
Расчёт лап опорной плиты 37
Используемая литература 39
Машины предназначены для облегчения или замене физического и умственного труда человека и повышения его производительности. Оснащения отраслей народного хозяйства современными машинами свидетельствует об их уровне научно-технического прогресса.
Основными требованиями представляемыми к машинам являются: работоспособность надёжность технологичность и экономичность.
При конструировании и изготовлении машин должны строго соблюдаться Государственные стандарты (ГОСТы).
Основными направлениями развития отечественного машиностроения являются: увеличение мощности и производительности машин быстроходности и равномерности хода повышение коэффициента полезного действия автоматизация рабочих циклов машин точность работы машины стандартизация и взаимозаменяемость деталей и узлов удобство и безопасность обслуживания компактность.
Поворотные краны предназначены для обслуживания ограниченных площадей примыкающих к стенам или металлоконструкциям пролетов и передачи груза из одного пролета в другой. Они могут быть стационарными и передвижными. Краны устанавливаются на открытых площадках и обслуживают ограниченные участки соответствующие максимальному и минимальному вылетам стрелы. Стационарные краны являются свободностоящими и удерживаются от опрокидывания массой фундамента.
Стреловой поворотный кран с неподвижной колонной состоит из колонны к которой крепится металлоконструкция стрелы грузового полиспаста растяжки стрелы (стрелового полиспаста) поворотной цапфы растяжки противовесной консоли балласта консоли противовесной консоли механизма подъема поворотного устройства с механизмом поворота опорной плиты прикрепленной к фундаменту.
Конструктивно верхняя опора (поворотная цапфа) аналогична нижней опоре крана с вращающейся колонной. Нижнее поворотное устройство представляет собой обойму с роликами на которой шарнирно закреплены стрела и противовесная консоль. Ролики при вращении перекатываются по колонне.
На поворотную часть действуют вес груза сила давления ветра. На опорную часть действуют дополнительно силы собственного веса элементов поворотной части.

ТИТУЛ.ПТМ..doc

Восточноукраинский национальный университет
имени Владимира Даля
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по дисциплине "ПТМ
тема: «механизм подъема и поворота стрелового поворотного крана

Оформ.ПТМ..doc

Пояснительная записка
ПТМ.02.10.00.001.СБ
ПТМ.02.10.00.002.СБ
Ведомость курсового проекта