• RU
  • icon На проверке: 16
Меню

Расчёт мостового крана с грузоподъёмной тележкой

  • Добавлен: 25.01.2023
  • Размер: 559 KB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Расчёт мостового крана с грузоподъёмной тележкой

Состав проекта

icon
icon
icon РГР_ПТУ.docx
icon Кран.dwg

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon РГР_ПТУ.docx

Российский Экономический Университет имени Г.В. Плеханова
Инженерно-экономический факультет
Кафедра «Технологические машины и оборудование»
Расчётно-графическая работа по: подъёмно-транспортным установкам
На тему: «Расчёт мостового крана с грузоподъёмной тележкой»
ЗАДАНИЕ К ВЫПОЛНЕНИЮ КУРСОВОГО ПРОЕКТА
Грузоподъемность т (Q)
Высота подъема м (H)
Скорость подъема мс ()
Скорость передвижения тележки мс
Скорость передвижения крана мс (пр)
Наименование и назначение механизма
Механизм подъема строительных кранов
1. Выбор схемы подъёмного устройства
С учетом типа крана его грузоподъемности выбирается схема подъемного
устройства. На рисунке 2.1 представлена схема подъемного устройства со сдвоенным полиспастом и кратностью полиспаста i=2.
2. Определение расчётного усилия действующего на канат
Для крюковых кранов расчетное усилие в канате S в кН при сдвоенном полиспасте определяется по формуле:
где Q – вес номинального груза кН;
– вес подвески крюка кН;
КПД направляющих блоков:
Диаметр стального каната определяется по разрывному усилию S раз в кН по
S раз =S · n = 162·55=891 кН
где n – коэффициент запаса прочности зависящий от назначения каната и режима работы: для режима работы 4М n = 55.
Выбираем канат двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6 х 19 + 1 о.с. по ГОСТ 2688-80 с диаметром:
с временным сопротивлением проволок разрыву:
4. Определение диаметров блоков и барабана
Диаметр блока и барабана определяются в зависимости от диаметра каната типа грузоподъемной машины и режима ее работы.
Диаметр блока в мм по дну канавку определяется по формуле:
D бл > 13 · (25 – 1)
где e – коэффициент зависящий от типа грузоподъемной машины и режима ее
работы: для режима работы 4М e =25
Значение диаметра блока округляется до ближайшего предпочтительного числа из ряда R40 ГОСТ 8032-84.
Диаметр барабана Dб в мм принимается на 15% меньше диаметра блока с
округлением до ближайшего предпочтительного числа из ряда R40 ГОСТ 8032-84.
Dб = 085* D бл =085*315 = 26775 = 280 мм
5. Определение статической мощности электродвигателя
Статическая мощность электродвигателя механизма подъема крюкового крана Nст в кВт определяется по формуле:
где Q и – соответственно вес номинального груза и вес подвески крюка кН;
– скорость подъема груза мс;
– КПД подъемного устройства.
где – КПД соответственно: полиспаста направляющих блоков
барабана редуктора. 099; = 098; 096; 096.
6. Выбор электродвигателя проверка на перегрузочную способность и
6.1. Предварительный выбор электродвигателя
Подбор электродвигателя осуществляется по расчётной мощности которая
рассчитывается по формуле:
где ПВР – расчетное значение относительной продолжительности включения
электродвигателя (определяется из циклограммы);
ПВст – стандартное значение относительной продолжительности включения.
Так как ПВр определяется по циклограмме построение которой не производится в данном работе то принимается дробь равной единице. Следовательно:
По рассчитанной мощности подбираем электродвигатель:
Наиболее подходящим электродвигателем является электродвигатель
MTF 312-6 с мощностью на валу 175 кВт при ПВ= 25%
число оборотов n = 915 обмин КПД 80%
момент инерции 03 кг · масса 195 кг максимальный вращающий момент электродвигателя 600 Н·м.
6.1. Проверка электродвигателя на перегрузочную способность и время
Электродвигатель механизма подъема кранового крюка проверяется на
перегрузочную способность в соответствии с условием:
где – максимальное значение момента сопротивления на валу
электродвигателя Н·м;
– максимальный вращающийся момент электродвигателя (по каталогу) Н·м;
– коэффициент учитывающий снижение момента электродвигателя при
уменьшении напряжения питающей цепи на 10%.
Максимальное значение момента сопротивления на валу электродвигателя в Н·м определяется по формуле:
где MСТ – статический момент при подъеме груза Н·м;
– динамический момент Н·м
Статический момент в Н·м на валу электродвигателя определяется по
– диаметр барабана м;
– общее передаточное число механизма.
Общее передаточное число механизма об U определяется по формуле:
Где – частота вращения вала электродвигателя обмин;
– частота вращения барабана обмин.
Частота вращения барабана в обмин определяется по формуле:
где – скорость подъема груза мс;
– диаметр барабана и каната м.
Динамический момент на валу электродвигателя при пуске в Н·м
определяется по формуле:
где Q –вес номинального груза Н;
- скорость подъема груза мс;
– частота вращения вала электродвигателя обмин;
– время разгона с: 1 2 c.
– соответственно маховые моменты ротора и муфты Н·
где соответственно моменты инерции ротора двигателя и соединительной муфты кг.
Проверка двигателя по времени разгона или пуска при подъеме груза
выполняется по формуле:
где – средний пусковой момент двигателя Н·м:
Средний пусковой момент двигателя в Н·м определяется по формуле:
– номинальный момент двигателя Н·м.
Номинальный момент двигателя в Н·м определяется по формуле:
где – номинальная мощность двигателя кВт
7. Определение общего передаточного числа механизма и выбор
Общее передаточное число механизма определяется по формуле:
Типоразмер кранового редуктора определяется по величине вращающегося
момента на тихоходном валу с учетом номинального передаточного числа редуктора режима работы частоты вращения быстроходного вала.
Вращающий момент на тихоходном валу в кН определяется по формуле:
Где – передаточное число редуктора: (с погрешностью не более 10%);
– вращающий момент на быстроходном валу редуктора равный максимальному значению момента сопротивления на валу электродвигателя Н·м т.е.
Мощность на быстроходном валу редуктора в кВт определяется по формуле:
где – частота вращения быстроходного вала обмин
Консольная нагрузка на тихоходный вал редуктора не должна превышать
где FК – консольная нагрузка на тихоходный вал кН.
Ориентировочно FК = S = 16 кН
По рассчитанным параметрам по каталогу выбираем редуктор.
Наиболее подходящий редуктор - редуктор цилиндрический двухступенчатый ЦЗУ-250
Технические характеристики редуктора приведены в таблице:
Технические характеристики редуктора Ц2У-200
Межцентровое расстояние
Схема сборки 22 (валы расположены на одну сторону редуктора)
Номинальный крутящий момент на тихоходном валу
Габаритные размеры мм
8. Уточнение диаметра барабана и выбор схемы компоновки механизма
В зависимости от величины диаметра барабана ширины электродвигателя b11 и межосевого расстояния валы редуктора могут находиться с одной стороны или по разные стороны.
Вариант компоновки с расположением валов с одной стороны представлен на
9. Определение длины барабана и толщины его стенки
9.1. Определение длины барабана
Барабаны применяются с винтовой канавкой и однослойной навивкой каната.
Рабочее число витков зависит от высоты подъема груза кратности полиспаста диаметра барабана и каната.
Длина барабана определяется в зависимости от вида нарезки.
При двойной нарезке длина барабана L в мм определяется по формуле:
где Lн – длина нарезной части барабана мм;
a – длина ненарезанного участка мм: a = (15 20) · t
где t – шаг нарезки мм;
b – расстояние между нарезками.
Длина нарезной части барабана LH в мм определяется по формуле:
где – рабочее число витков;
– число запасных витков: = 15 20;
– число витков на закрепление каната: = 1 3.
Рабочее число витков определяется по формуле:
где H – высота подъема м
L = 2 · 432 +2 · 32 + 112 =1040 мм.
Длина барабана округляется до ближайшего предпочтительного числа из ряда R40 ГОСТ 8032-84.
9.2. Расчет стенки барабана на прочность
При длине барабана L 3 1000 3*280 мм расчет ведется только на сжатие.
Напряжение сжатия в МПа определяется по формуле:
где S – расчетное усилие в канате Н;
– допускаемое напряжение МПа
Временное сопротивление разрыву для чугуна 45 Л по ГОСТ 977-75 = 600 МПа.
Допускаемые напряжения для чугуна
10. Определение диаметра оси (цапфы) барабана выбор подшипников
Диаметр оси (цапфы) в мм из условия прочности на изгиб определяется по формуле:
где – наибольший изгибающий момент Н·мм;
допускаемое напряжение при изгибе МПа.
где – коэффициент запаса: 16.
Наибольший изгибающий момент определяется исходя из рисунка по
Предел текучести для стальной цапфы Т = 15 Т МПа сталь 35 ГОСТ 1050-74.
Для опоры А (см. рис. 2.5) роликовый подшипник качения (сферический)
выбирается по статической грузоподъемности C0 из условия:
где –наибольшая статическая нагрузка при положении каната над левой
Для опоры А (рис. 2.5) по статической грузоподъемности подбирается роликовый радиальный сферический двухрядный подшипник по ГОСТ 5721-75.
Для опоры B (рис. 2.5) подшипник выбирается по динамической грузоподъемности из условия:
где CТР – требуемая динамическая грузоподъемность кН определяется по формуле:
где GПР – динамическая приведенная нагрузка кН;
m – показатель степени кривой усталости: для шарикоподшипников m=3 для
роликоподшипников m=333;
L – номинальная долговечность (млн. циклов) определяемая по формуле:
где n – частота вращения подшипника обмин: n= nб =8 обмин
T – требуемая долговечность подшипника ч: Т = 35 тыс. ч.
Динамическая приведенная нагрузка GПР в кН определяется по формуле :
где – эквивалентная нагрузка кН;
– коэффициент безопасности: = 12.
– температурный коэффициент: = 10 (температура до 100 °C)
Эквивалентная нагрузка в кН определяется по формуле:
где– нагрузка на подшипник при подъеме номинального груза кН: = S= 162 кН
Для опоры B по динамической грузоподъемности подходит роликовый
радиальный сферический двухрядный подшипник типа 3506 (d = 30 мм)
11. Определение тормозного момента выбор тормоза и
соединительной муфты
Тормоз устанавливается на быстроходном валу редуктора имеющего наименьший крутящий момент. Тормозной момент на данном валу определяется из условия удержания неподвижно висящего груза запасом торможения.
Необходимый тормозной момент определяется по MТ в Н·м определяется по
где – момент статический при торможении Н·м;
– коэффициент запаса торможения зависящий от режима работы: 15.
Момент статический при торможении в Н·м для крюкового крана
– передаточное число редуктора;
По требуемому тормозному моменту из каталога выбираем двухколодочный
тормоз типа ТКТ-300200 с электромагнитом МП-201 масса тормоза с приводом – 41 кг.
Для выбранного тормоза подбирается соединительная муфта – втулочно-пальцевая муфта с тормозным шкивом.
12. Выбор устройств безопасности
На механизме подъема предусматривается ограничитель грузоподъемности и
высоты подъема (опускания) груза с конечным выключателем.
РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ КРАНА
1. Выбор схемы механизма
Принимается механизм с приводными колесами. Общее количество колес крана устанавливается из условия чтобы нагрузка колеса на рельс не превышала 200 – 250 кН.
2. Определение сопротивления передвижению крана на прямолинейном рельсовом пути
Сопротивление передвижению крана на прямолинейном рельсовом пути Wn в Н определяется по формуле:
Wn =WT +Wук =146782 + 290912 =437694 Н
где WT – сопротивление трения скольжения в цапфах колес и трения качения колес о рельс Н;
Wук – сопротивление вызванное уклоном пути Н.
2.1. Определение сопротивления трения
Сопротивление трению WT в Н определяется по формуле:
WT = 981 ·(mкр + Q)·0=146782 Н
где mкр – масса крана принимаемая по справочным данным крана аналога кг; с корректировкой на измененные параметры;
Q – масса груза и грузозахватного устройства соответствующая номинальной грузоподъемности крана кг;
– коэффициент сопротивления движению определяемый по формуле:
где – коэффициент трения скольжения в цапфах колес: для подшипников
K – коэффициент трения качения колеса; K=0001-005;
к D и d – диаметр колеса и его цапфы мм;
C – коэффициент учитывающий дополнительные сопротивления в ребордах и ступицах колес при перекосах: C = 25 .
2.2. Определение сопротивления вызванного уклоном пути
Сопротивление вызванное уклоном пути Wук в Н определяется по формуле:
Wук = ±V·sinα = ±969700· 0003 = ± 290912 Н
где – V сила тяжести крана с учетом его подъемной силы Н.
V= mкр·g +Q =9450·9.8+6300 = 9697 кН
α – уклон пути град: для козловых кранов sinα = 0003.
3. Определение статической мощности электродвигателя выбор электродвигателя
Суммарная статическая мощность электродвигателей в кВт определяется по формуле:
где– сопротивление передвижения крана кН;
– скорость передвижения мс;
где– КПД редуктора;– КПД открытых зубчатых передач.
Статическая мощность одного электродвигателя в кВт определяется по формуле:
где Z – число электродвигателей: для кранов грузоподъемностью более 5 т Z = 4.
По каталогу руководствуясь выше посчитанной мощностью выбирается
электродвигатель MTF 011-6: Номинальная мощность – 17 кВт частота вращения – 850 мин-1 КПД – 060 максимальный момент – 40 H·м момент инерции ротора – 0021 кг·м2 масса – 51 кг.
4. Выбор соединительной муфты
Для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора
используется упругая втулочно-пальцевая муфта с тормозным шкивом МУВП.
Для обеспечения торможения при возможном срезе пальцев и увеличении
долговечности упругих элементов тормозной шкив необходимо закреплять на валу редуктора. Муфта выбирается по величине статического момента МСТ в Н·м определяемого по формуле:
По каталогу подбираем упругую втулочно-пальцевую муфту с диаметром тормозного шкива момент инерции муфты 0152кгм2
частота вращения – 4000 мин-1 масса – 12 кг.
5. Проверка электродвигателя на кратковременную допустимую перегрузку
Условие отсутствия недопустимой перегрузки имеет вид:
где K и [K] – фактическая и допускаемая кратковременная перегрузочная
способность электродвигателя;
– момент на валу электродвигателя при пуске Н·м;
– номинальный момент на валу электродвигателя Н·м;
Момент на валу электродвигателя при пуске в Н·м определяется по формуле:
где – статический момент на валу электродвигателя Н·м;
– динамический момент на валу электродвигателя Н·м.
где и Q –сила тяжести крана и груза с грузозахватным устройством Н;
– время разгона с: = 3 5c .
– соответственно маховые моменты ротора и муфты Н · м2
где – соответственно моменты инерции ротора двигателя и соединительной муфты кг2 · м;
Номинальный момент в Н·м определяется по формуле:
где – номинальная мощность электродвигателя кВт.
Допустимая перегрузочная способность электродвигателя [K] определяется по формуле:
где – максимальный вращающий момент электродвигателя Н·м.
6. Определение числа и размера ходовых колес в одной балансирной
Нагрузка на одну опору крана равномерно распределяется между колесами в
балансирной тележке. В процессе работы крана нагрузки на опоры крана изменяются от минимального значения до максимального. Это связанно с изменением вертикальных сил и горизонтальных нагрузок.
Максимальная нагрузка на опору Pmax в кН определяется по формуле :
где – масса крана т;
Q – максимальная масса груза т
– коэффициент учитывающий неравномерность нагрузки:
Количество ходовых колес в балансирной тележке определяется по формуле:
где [P] – допускаемая нагрузка на одно колесо портового крана:
[P] = 200 – 250 кН .
Исходя из принимаемых допускаемых значений нагрузки на колесо и условия ограничения контактных напряжений между колесом и рельсом определяются размеры колеса и подкранового рельса.
По каталогу подбираем двухребордные ходовые колеса диаметром 200 мм и шириной 80 мм диаметр цапфы d=35 мм.колеса- 38 кг подшипники – 3609 букса – БУ100 тип рельса с выпуклой головкой – Р24 ширина плоского рельса – 40 мм.
Диаметр колеса и его ширина стандартизированы и поэтому при выборе
этих размеров обычно приводят проверочный расчет по условию контактной прочности.
Напряжение в контакте обода колеса с плоским рельсом определяется по формуле:
где– коэффициент учитывающий влияние касательной нагрузки: =1.1;
– коэффициент динамичности пары колесо-рельс:
a – коэффициент жесткости кранового пути: a = 01 025
– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине рельса:
– расчетное давление колеса на рельс.
7. Определение общего передаточного числа механизма и выбор редуктора
Общее передаточное число механизма U об определяется по формуле:
где и – частота вращения вала электродвигателя и колеса обмин.
На основании рассчитанных параметров подбирается редуктор трехступенчатый вертикальный типа ВКН-280:
Технические характеристики редуктора ВКН-280
Габаритные размеры (длина х ширина х высота) мм
8. Проверка ходовых колес на отсутствие буксования
Для отсутствия буксования необходимо чтобы сила сцепления приводных колес с рельсом FСЦ была больше тягового усилия на их ободе U:
где– коэффициент сцепления приводных колес с рельсом:
Суммарная нагрузка на приводные колеса PПР в кН определяется по формуле:
где – число приводных колес.
Тяговое усилие на ободе приводных колес U в кН определяется по формуле:
где – сопротивление трения в приводных колесах кН;
– сила инерции поступательного движения масс кН.
где m — масса крана с тележкой и грузом т:
— ускорение поступательного движения при пуске крана или тележки:
где -скорость передвижения крана мс;
-среднее время пуска механизма с.
Сопротивление трения в приводных колесах
где коэффициент сопротивления движения без учета дополнительных сопротивлений от перекоса тележки с приводными колесами (см. п. 3.2.1).
9. Определение тормозного момента
Тормозной момент на быстроходном валу редуктора MТОР в Н·м определяется по формуле:
= 201 + 1607=3617 Н·м
где – статический и динамический моменты при торможении Н·м.
Статический момент при торможении в Н·м определяется по формуле:
где– сила давления ветра на кран Н: где
p = 250Па – удельное давление ветра; F = 25м2 – наветренная площадь крана;
– сопротивление трения (наименьшее значение) Н·м:
Динамический момент при торможении в Н·м определяется по формуле:
где – время торможения с:
По требуемому тормозному моменту и диаметру тормозного шкива DТ=100мм по каталогу(стр.17) подбираем тормоз двухколодочный типа ТКТ-200100 с диаметром тормоза D=200мм.Тормозной момент при ПВ=25% - 40 Н·м электромагнит – МО- 100Б масса тормоза с приводом – 254 кг.
Характеристики тормоза ТКТ-200100
Тормозной момент при ПВ=25%Нм
Габаритные размеры (LxHxB)
Масса тормоза с приводом кг
10. Выбор предохранительных и вспомогательных устройств
На механизме предусматриваются конечные выключатели а на опорах портала – противоугонные устройства и буферы.
Расчёт механизма передвижения тележки
Скорость передвижения тележки мс
Определение сопротивления передвижению тележки на прямолинейном рельсовом пути
Сопротивление передвижению тележки на прямолинейном рельсовом пути в Н определяется по формуле:
где – сопротивление трения скольжения в цапфах колес и трения качения колес о рельс Н;
– сопротивление вызванное уклоном пути Н.
Определение сопротивления трения
Сопротивление трению в Н определяется по формуле:
где – масса тележки кг:
где – коэффициент трения скольжения в цапфах колес: для подшипников качения =001-003;
K – коэффициент трения качения колеса: K=0001-005;
и d – диаметр колеса и его цапфы мм;
C – коэффициент учитывающий дополнительные сопротивления в ребордах и ступицах колес при перекосах: C = 25.
Определение числа и размера ходовых колес в одной балансирной тележке
Нагрузка на одну опору крана равномерно распределяется между колесами в балансирной тележке. В процессе работы крана нагрузки на опоры крана изменяются от минимального значения до максимального. Это связанно с изменением вертикальных сил и горизонтальных нагрузок.
Максимальная нагрузка на опору в кН определяется по формуле:
где – масса тележки т;
– коэффициент учитывающий неравномерность нагрузки: 14-16
где [P] – допускаемая нагрузка на одно колесо портового крана: [P] = 30 -50кН .
Исходя из принимаемых допускаемых значений нагрузки на колесо и условия ограничения контактных напряжений между колесом и рельсом определяем размеры колеса и подкранового рельса.
По каталогу (ст.15) выбираем два колеса двухребордных приводных ходовых диаметром 200 мм исполнения 1: колесо К2РП -200-1 ГОСТ 24.090.09-75. И два неприводных ходовых колеса: К2РН-200–1 ГОСТ 24.090.09-75.Рельс – Р24.
. Диаметр колеса и его ширина стандартизированы и поэтому при выборе этих размеров обычно приводят проверочный расчет по условию контактной прочности.
Напряжение МПа в контакте обода колеса с плоским рельсом определяется по формуле:
Где – коэффициент учитывающий влияние касательной нагрузки: =11 ;
– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине рельса:= 15;
– расчетное давление колеса на рельc:
Определение сопротивления вызванного уклоном пути
Сопротивление вызванное уклоном пути в Н определяется по формуле:
где V – сила тяжести тележки с учетом подъемной силы крана Н: V=(1575981)+61800=77251Н
– уклон пути град: для козловых кранов: = 0003.
Определение статической мощности электродвигателя выбор электродвигателя
Статическая мощность электродвигателя в кВт определяется по формуле:
где – сопротивление передвижения крана кН;
– скорость передвижения тележки мс;
Выбор соединительной муфты
Для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора используется упругая втулочно-пальцевая муфта с тормозным шкивом МУВП.
Для обеспечения торможения при возможном срезе пальцев и увеличении долговечности упругих элементов тормозной шкив необходимо закреплять на валу редуктора. Муфта выбирается по величине статического момента в Н м определяемого по формуле:
По каталогу подбираем упругую втулочно-пальцевую муфту с диаметром тормозного шкива момент инерции муфты 0152кгм2 частота вращения – 4000 мин-1 масса – 12 кг.
Проверка электродвигателя на кратковременную допустимую перегрузку
где K и – фактическая и допускаемая кратковременная перегрузочная
– момент на валу электродвигателя при пуске Нм;
– номинальный момент на валу электродвигателя Нм;
Момент на валу электродвигателя при пуске в Н м определяется по формуле:
где – статический момент на валу электродвигателя Нм;
– динамический момент на валу электродвигателя Н м.
Динамический момент на валу электродвигателя при пуске в Нм
где и Q –сила тяжести тележки и груза с грузозахватным устройством Н;
– соответственно маховые моменты ротора и муфты Нм2:
где – соответственно моменты инерции ротора двигателя и соединительной муфты кг м2;
Номинальный момент в Нм определяется по формуле:
где – максимальный вращающий момент электродвигателя Н м.
Определение общего передаточного числа механизма и выбор редуктора
где и – частота вращения вала электродвигателя и колеса обмин:
где -скорость передвижения тележки мс;
Проверка ходовых колес на отсутствие буксования
Для отсутствия буксования необходимо чтобы сила сцепления приводных колес с рельсом Fсц была больше тягового усилия на их ободе U:
где– коэффициент сцепления приводных колес с рельсом: = 012-015.
Суммарная нагрузка на приводные колеса в кН определяется по формуле:
– сила инерции поступательного движения масс кН:
Q — вес номинального груза кН; — собственный вес тележки (с учетом веса грузозахватных устройств)т.
Сопротивление трения в приводных колесах:
где - коэффициент сопротивления движения без учета дополнительных сопротивлений от перекоса тележки с приводными колесами.
Определение тормозного момента
Тормозной момент на быстроходном валу редуктора тор M в Нм определяется по формуле:
где и – статический и динамический моменты при торможении Нм.
Статический момент при торможении в Нм определяется по формуле:
где – сила давления ветра на кран Н: где р=250Па – удельное давление ветра; F2 = 25м2 – наветренная площадь крана;
– сопротивление трения (наименьшее значение) Н:
Динамический момент при торможении в Нм определяется по формуле:

icon Кран.dwg

Кран.dwg
up Наверх