Спроектировать мостовой опорный кран

Передвижение тележки.cdw

Техническая характеристика
Скорость передвижения тележки
Группа механизма передвижения тележки
Механизм передвижения
Технические требования

Титульный лист ГПМ.docx

Министерство образования и науки РФ
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Ивановский государственный архитектурно-строительный университет»
АВТОМОБИЛЬНО – ДОРОЖНЫЙ ФАКУЛЬТЕТ
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА К
«ГРУЗОПОДЪЁМНЫЕ МАШИНЫ»
НА ТЕМУ: «СПРОЕКТИРОВАТЬ МОСТОВОЙ ОПОРНЫЙ КРАН»
группы ПТМ-31 Кузнецов Т.Ю.

Мостовой опорный кран _ МОК.09262.02.000.spw

Расчётно-пояснительная
Механизм подъёма груза
Механизм передвижения тележки

ГПМ РПЗ.docx

Механизм подъёма груза 7
1 Разработка схемы полиспаста и выбор кинематической схемы механизма 7
2 Выбор крюковой подвески 8
4 Определение основных параметров барабана 10
5 Определение реакций опор в подшипниковых узлах 13
6 Соединение обечайки барабана с валом ступицей 17
7 Выбор электродвигателя 18
8 Выбор редуктора 19
11 Выбор подшипников 22
12 Проверка двигателя на время пуска 23
13 Расчёт времени торможения 25
Механизм передвижения тележки 27
1 Выбор кинематической схемы 27
2 Выбор колёс и колёсных установок 28
3 Выбор подтележечного рельса 28
4 Сопротивление перемещению тележки 29
5 Выбор двигателя 29
6 Выбор редуктора 30
7 Расчёт фактической скорости 32
8 Расчёт трансмиссионного вала 32
10 Выбор тормоза 342.11 Проверка двигателя на время разгона 36
12 Компоновка тележки 38
13 Определение запаса сцепления 41
Расчёт металлоконструкции 42
1 Определение нагрузок действующих на балку 42
2 Расчёт сечения балки 43
В проблеме осуществления научно-технического прогресса значительная роль отводится подъемно-транспортному машиностроению перед которым поставлена задача широкого внедрения во всех областях народного хозяйства комплексной механизации и автоматизации производственных процессов ликвидации ручных погрузочно-разгрузочных работ и исключения тяжелого ручного труда при выполнении основных и вспомогательных технологических операций.
Жизненно необходимым является увеличение производства прогрессивных средств механизации подъемно-транспортных погрузочно-разгрузочных и складских работ. Современные поточные технологические и автоматизированные линии межцеховой и внутрицеховой транспорт требуют применения разнообразных типов подъемно- транспортных машин и механизмов обеспечивающих непрерывность и ритмичность производственных процессов. Поэтому подъемно-транспортное оборудование в настоящее время превратилось в один из основных решающих факторов определяющих эффективность производства. Насыщенность производства средствами механизации трудоемких и тяжелых работ уровень механизации технологического процесса определяют собой степень совершенства технологического процесса.
Правильный выбор подъемно-транспортного оборудования влияет на нормальную работу и высокую продуктивность производства. Нельзя обеспечить его устойчивый ритм на современной ступени интенсификации без согласованной и безотказной работы современных средств механизации внутрицехового и межцехового транспортирования сырья полуфабрикатов и готовой продукции на всех стадиях обработки и складирования.
Современные высокопроизводительные грузоподъемные машины работающие с большими скоростями и обладающие высокой грузоподъемностью являются результатом постепенного развития этих машин в течение долгого времени.
Целью данной курсовой работы является проектирование мостового опорного крана. Кран будет эксплуатироваться в помещении работать при нагрузках близких к номинальным.
В ходе курсового проекта будет необходимо рассчитать механизм подъёма и передвижения груза а так же определить сечение балки моста крана.
МЕХАНИЗМ ПОДЪЁМА ГРУЗА
1 Разработка схемы полиспаста и выбор кинематической схемы механизма
Выбираем кратность полиспаста для грузоподъёмности пять тонн согласно рекомендациям [1] uп=2. Полиспаст сдвоенный двукратный с непосредственной навивкой на барабан. Кинематическая схема представлена на рисунке 1.
Рисунок 1 – Кинематическая схема полиспаста
Элементы кинематической схемы:
2 Выбор крюковой подвески
Грузоподъёмность крюковой подвески Qп кг не должна быть меньше заданной грузоподъёмности [1]
По [11] выбираем крюковую подвеску с условным обозначением 2-5-336 ОСТ 24.191.08-81 со следующими параметрами приведёнными в таблице 1.
Таблица 1 – Основные параметры крюковой подвески 2-5-336.
Определим максимальное статическое усилие Smax Н [1]
Smax=G(zк.б*uп*п) (2)
гдеG – вес груза и крюковой подвески Н;
zк.б – число ветвей каната навиваемых на барабан;
п – к.п.д. полиспаста п=099 [1].
Определим вес груза и крюковой подвески G Н [1]
гдеm – масса крюковой подвески кг m = 613.
G=(5000+613)*98=49600 Н
Smax=49600(2*2*0.99)=12525 H
Определим разрывное усилие каната в целом F0 Н [2]
гдеzp – минимальное значение коэффициента использования канатов по правилам ГГТН zp=355 [2].
F0≥ 355*12525=44464 Н
При однослойной навивке на барабан в условиях абразивного износа предпочтительнее использовать канаты с меньшим числом проволок с органическим сердечником. По полученному значению разрывного усилия каната в целом выбираем канат [1] ЛК-Р6х19(1+6+66)+1 о.с. ГОСТ 2688-80 со следующими параметрами приведёнными в таблице 2.
Таблица 2 – Основные параметры каната ЛК-Р6х19(1+6+66)+1 о.с.ГОСТ 2688-80.
ЛК-Р6х19(1+6+66)+1 о.с. ГОСТ 2688-80
Определим действительное значение коэффициента использования канатов zp [1]
Определим минимальный диаметр блоков по средней линии навивки Dбл мм [2]
гдеh2 – коэффициент выбора диаметра блока h2=16 [3].
Определим диаметр блока по дну канавки Dбл0 мм [2]
Принимаем диаметр блока по дну канавки в соответствии с характеристиками крюковой подвески Dбл0=336 мм смотри таблицу 3.
4 Определение основных параметров барабана
Определим минимальный диаметр барабана по средней линии Dбм мм [1]
где h1 – коэффициент выбора диаметра барабана h1 = 14 [2].
Исходя из конструктивных соображений принимаем диаметр барабана по дну канавки равный Dб0=400 мм.
Уточняем значение диаметра барабана по средней линии навивки каната Dб мм [1]
Проводим проверку коэффициента диаметра барабана hd [2]
При условии hd≥ h1 расчетный коэффициент диаметра барабана составляет hd=373 условие выполняется.
Определим длину одного нарезанного участка LH мм [1]
LH=t*(zp+zнепр+zкр) (10)
гдеt – шаг нарезки мм;
zp – число рабочих витков для навивки половины полной рабочей длины каната;
zнепр – число неприкосновенных витков zнепр = 15 [1];
zкр – число витков для крепления конца каната zкр = 3 [1].
Определим шаг нарезки t мм [1]
Согласно правилам ГГТН округляем полученной значения до кратного 05 t = 125 мм.
Определим число рабочих витков для навивки половины полной рабочей длины каната zp [1]
гдеLk.p – рабочая длина каната мм.
Определим рабочую длину каната Lk.p мм [1]
гдеН – высота подъёма груза мм.
Lk.p = 8000*2=16000 мм
zp = 16000(314*400) = 127
LH= 125(127+15+3) = 215 мм
Определим длину гладкого концевого участка lk мм [1]
lk=(4 5)*11=44 55 мм
Из получившегося интервала принимаем значение равное lk=50 мм.
Определим длину гладкого среднего участка l0 мм [1]
гдеВнар – расстояние между осями крайних блоков крюковой подвески мм Внар=118 мм [1].
Определим длину барабана Lб мм [1]
Lб = 2*lH+l0+2lk (16)
Lб = 2*215+118+2*50= 648 мм
Высота оси барабана относительно внешней опоры h мм [1]
По [4] выбираем материал барабана чугун марки СЧ15-32 с В=320Нмм2. Допускаемое напряжение сжатия равно []сж=100Нмм2 [4].
Определим приближённое значение толщины стенки пр мм [1]
пр=095Smax(t[]сж) (18)
пр=095*12525(125*100)=95 мм
Исходя из условий технологии изготовления литых барабанов толщина стенки чугунного барабана равна п мм [1]
Определяем значение коэффициента [1]
=(1+ЕкFk(Ебпt))-12 (20)
гдеЕк – модуль упругости каната с органическим сердечником Нмм2 Ек=88260Нмм2 [1];
Fk – площадь сечения всех проволок каната мм2 Fk = 4719 мм2 [1].
Еб – модуль упругости стенки барабана Нмм2 для чугунных барабанов Еб=9800Нмм2 [1].
=(1+88260*4719(9800*14*125)-12=054
Окончательная толщина стенки барабана мм [1]
=107*Smax(t[]сж) (21)
=107*054*12525(125*100) = 57 мм
Учитывая (19)а так же толщину каната принимаем толщину стенки =25мм.
Расчёт крепления каната на барабане. Из стандартного ряда [5] выбираем накладку с диаметром отверстия d=13 мм и габаритными размерами 40х40 мм. По диаметру отверстия выбираем шпильку М12 (d1=96 мм) []p = 80 Нмм2.
Расчётное напряжение каната в месте крепления Sp Н [5]
гдеf – коэффициент трения между канатом и барабаном f=01 [5];
α – угол обхвата барабана градус α=3 [5];
е - математическая константа основание натурального логарифма е=271.
Sp = 12525e0.1*3*3.14=48805 Н
Необходимое усилие прижатия каната накладками F Н [5]
гдеk – коэффициент запаса k =125 [5];
– коэффициент сопротивления =035 [5].
F= 125*085*48805035=14816 Н
Допускаемое усилие растяжения шпильки F0 Н [5]
гдеd1 - внутренний диаметр резьбы мм d1=10106 мм.
F0 = 80*314*1010624=57906 Н
Находим необходимое число накладок z
5 Определение реакций опор в подшипниковых узлах
Схема нагружения барабана представлена на рисунке 2.
Рисунок 2 - Схема нагружения барабана
Произведём расчёт нагрузки на ступицы барабана. Схема нагружения ступиц барабана представлена на рисунке 3.
Рисунок 3 - Схема нагружения ступиц барабана
Расчёт нагрузки на ступицы барабана RbRa Н [1]
ΣMA=0; Smax*l1+Rb*l-Smax(l+l2)=0 (26)
ΣMB=0; Smax*(l1+l)-Ra*l-Smax*l2=0 (27)
Smax*l1+Rb*l-Smax(l+l2)=0
Rb= (-Smax*l1+ Smax(l+l2))l (28)
Подставляем параметры
Rb=(-12525*120*10-3+12525((408+20)*10-3))) 408*10-3
Smax*(l1+l)-Ra*l-Smax*l2=0
Ra=-( Smax*(l1+l)+ Smax*l2)l (29)
Ra=-(12525((120+408)*10-3)+ 12525*20*10-3) *408*10-3
ΣF -Smax+Ra+Rb-Smax=0 (30)
-12525+15595+9455-12525=0
Произведём расчёт реакций опор в подшипниках и построим эпюры изгибающих моментов на валу барабана. Схема нагружения подшипников и эпюра изгибающих моментов представлена на рисунке 4.
Рисунок 4 - Схема нагружения подшипников и эпюра изгибающих моментов
Расчёт реакции опор в подшипниках Rb`Ra` Н [1]
ΣMA=0; -P1l1-P2(l1+l)+Rb`(l1+l+l3)=0 (31)
ΣMB=0; -Ra`(l1+l+l3)+P1(l+l3)+P2l3=0 (32)
-P1l1-P2(l1+l)+Rb`(l1+l+l3)=0
Rb`=+P1l1+P2(l1+l)(l1+l+l3) (33)
Rb`=15595*120*10-3+9455*((120+408)*10-3)((120+408+200)*10-3)
-Ra`(l1+l+l3)+P1(l+l3)+P2l3=0
Ra`= (P1(l+l3)+P2l3)(l1+l+l3) (34)
Ra`=(15595((408+200)*10-3)+9455(200*10-3))((120+408+200)*10-3)
ΣF Ra`-P1-P2+Rb`=0 (35)
622-15595-9455+9428=0
Определим изгибающие моменты. Изгибающий момент в левой ступице барабана Mл Нм [1]
Mл=15622*012=187464 Нм
Изгибающий момент в правой ступице барабана Мп Нм [1]
Эпюры изгибающих моментов представлены на рисунке 4.
По [6] выбираем материал вала барабана Сталь 45 со следующими параметрами приведёнными в таблице 3.
Таблица 3 – Основные параметры материала Сталь 45.
Твёрдость НВ не ниже
Механические характеристики Нмм2
Определяем допускаемые напряжения изгиба [u] Нмм2 [1]
где[n] – допускаемый коэффициент запаса прочности [n]=14 [1];
k0 – коэффициент учитывающий конструкцию детали k0 = 2 [1]
[u]=250(14*2)=8928 Нмм2
Находим значение диаметра ступицы dc мм [1]
Округляем до стандартного линейного размера [6] dc=60 мм.
6 Соединение обечайки барабана с валом ступицей
Согласно рекомендациям [4] принимаем диаметр окружности установки болтов Dокр=441 мм [1]
Определим диаметр болта d мм [1]
гдеРокр – усилие действующее на окружности установки болтов Н;
m`б – расчетное число болтов;
[] – допускаемое напряжение среза Нмм2.
Определим усилие действующее на окружности установки болтов Рокр Н [1]
Рокр=2SmaxDбDокр (41)
Рокр=2*12525*400441=22721 Н
Определим расчетное число болтов m`б [1]
гдеmб – число установленных болтов mб=6 [1].
Определим допускаемое напряжение среза [] Нмм2 [1]
гдеТ – предел текучести материала болтов для материала Сталь 3 Т = 220Нмм2 [6];
k1 – коэффициент безопасности k1 = 13 [1];
k2 – коэффициент нагрузки k2 = 1.
[]=06*22013*1=1015 Нмм2
Конструктивно принимаем Болт М12.
7 Выбор электродвигателя
Определим максимальную статическую мощность Вт [1]
гдепр – предварительное значение к.п.д. механизма пр=085 [1].
Рст.max=49600*02085=11670 Вт
Определим номинальную мощность двигателя Рдв Вт [1]
Рдв=Ки*Кр*К*Кпр*Рстmax (45)
гдеКи – коэффициент использования номинальной грузоподъемности Ки=07 [1];
Кр – коэффициент учитывающий применяемую систему регулирования скорости для режима работы М3 Кр=115 [1];
К – коэффициент учитывающий фактическую продолжительность включения К=082 =025 [1];
Кпр – коэффициент пусковых потерь Кпр=1 [1].
Рдв=07*115*082*1*11670=7700 Вт
По рассчитанной номинальной мощности двигателя по каталогу завода изготовителя выбираем электродвигатель МТФ 312 ТУ 16-004 БИДМ.526232.001ТУ [7] со следующими параметрами приведёнными в таблице 4.
Таблица 4 – Основные параметры электродвигателя МТФ 312.
Мощн. при ПВ 40% кВт
Частота вращения c-1
Отнош. макс. момен. к номин.
Номиналь-ный момент Нм
Определяем частоту вращения барабана nбс-1 [1]
гдеvпод – скорость подъёма груза мс.
nб=02*2(314*411*10-3)=032 с-1
Определим необходимое передаточное число u`p [1]
Определим коэффициент переменной нагрузки KQ [1]
где – коэффициент распределения нагрузок =05 [4].
Определим частоту вращения тихоходного вала nm с-1 [1]
гдеum – передаточное число муфты um=1 [4].
Определим число циклов нагружения zm [1]
zm=3600*nm*tмаш (50)
гдеtмаш – общая продолжительность использования крана ч tмаш = 6300 ч.
zm=3600*032*6300=7257600
Определим суммарное число циклов контактных напряжений зуба шестерни тихоходной ступени редуктора zM [1]
гдеuT – передаточное число тихоходной ступени uT=5 [1].
zM= 7257600*5 = 363*106
Определим коэффициент срока службы Kt [1]
гдеz0 – базовое число циклов контактных напряжений z0 = 125*106 [1].
Коэффициент долговечности Кд [1]
Определим расчётный крутящий момент Тр Нм [1]
гдеrб – радиус барабана мм;
б – коэффициент полезного действия опоры барабана для одной пары подшипников б =099 [1];
м - коэффициент полезного действия муфты м =098 [1].
Тр = 2*12525*2055*10-3(099*098*1) = 516388 Нм
Определим расчётный эквивалентный момент Тр.э Нм [1]
Тр.э= 052*516388=26852 Нм
По рассчитанному эквивалентному моменту и необходимому передаточному числу по необходимому межосевому расстоянию по каталогу завода изготовителя выбираем двухступенчатый цилиндрический редуктор Ц2-400П ГОСТ 15150-80 [8] с выходным валом в виде зубчатой муфты со следующими техническими характеристикам приведёнными в таблице 5.
Таблица 5 – Основные технические характеристики двухступенчатого цилиндрического редуктора Ц2-400П.
Типоразмер редуктора
Диаметр входного вала мм
Расчётный тормозной момент Тт.р Н [1]
гдекТ – коэффициент запаса торможения кТ = 15 [1];
Тст – статический крутящий момент при торможении Нм.
Тст=GDбmax(2uuп) (57)
Тст=49600*0411*098(2*40*2)=1215 Нм
Тт.р.=15*1215=18228 Нм
По полученному значению расчётного тормозного момента по каталогу завода изготовителя выбираем тормоз ТКГ-200 ТУ 3178-004-11523712-94 со следующими техническими характеристиками приведёнными в таблице 6.
Таблица 6 – Технические характеристики тормоза ТКГ-200.
Диаметр тормозного шкива мм
Номиналь-ное усилие на штоке Н
Время наложения колодок с
Определим статический момент на валу двигателя Тст Нм [1]
Тст=5164(40*098)=132 Нм
Определим момент возникающий на муфте Тм Нм [1]
гдек1 - коэффициент учитывающий ответственность соединения к1=13 [4];
к2 - коэффициент режима работы к2=1 [4].
По рассчитанному моменту на муфте по диаметрам валов электродвигателя и редуктора выбираем МУВП-250 ГОСТ-21424-93 с тормозным шкивом [9] со следующими техническими характеристиками приведёнными в таблице 7.
Таблица 7 – Технические характеристики МУВП-250.
Номинальный крутящий момент Нм
Диаметр под вал редуктора мм
Диаметр под вал электродвига-теля мм
11 Выбор подшипников
Производим расчёт для правой опоры.
Определим эквивалентную динамическую нагрузку R Н [1]
гдеХ – коэффициент радиальной нагрузки Х=1 [1];
Y – коэффициент осевой нагрузки Y=1 [1];
FT – радиальная нагрузка Н FT=R`b=9428 Н;
FA – осевая сила Н FA = 0 Н.
R=1*1*9428+1*0=9428 Н
Определим требуемую динамическую грузоподъёмность подшипника.
По требуемой динамической грузоподъёмности по каталогу завода изготовителя выбираем шарикоподшипники радиальные сферические 1211 ГОСТ 28428-90 [10] со следующими техническими характеристиками приведёнными в таблице 8.
Таблица 8 - Технические характеристики шарикоподшипника радиального сферического 1210 ГОСТ 28428-90.
Внутренний диаметр мм
Грузоподъёмность статическая Н
Грузоподъёмность динамическая Н
Расчётная долговечность подшипников L млн. об [1]
гдеС - грузоподъёмность динамическая Н С=26500 Н.
L=(265009428)3= 222 млн. об.
Расчетная долговечность подшипников Lh ч [1]
Lh=106*2223600*032= 19271 ч
При условии Lh 6300 ч [1] расчетная долговечность подшипников е составляет Lh = 19271 ч условие выполняется.
12 Проверка двигателя на время пуска
Определим наибольшее время разгона tр.факт с [1]
tр.факт=двIмех.р(Тп.ср-Тст.р) (64)
гдеIмех.р – приведённый к валу двигателя момент инерции при разгоне движущихся частей механизма кг*м2;
Тп.ср – среднепусковой момент двигателя Нм;
Тст.р – момент статических сопротивлений при разгоне приведённый к валу двигателя Нм.
Определим среднепусковой момент двигателя Тп.ср Нм [1]
Тп.ср = Тдв.нп.ср (65)
гдеТдв.н – номинальный момент двигателя Нм Тдв.н=422 Нм [7];
п.ср – кратность среднепускового момента двигателя для двигателя с фазным ротором п.ср =15 [1].
Тп.ср = 422*15= 633 Нм
Определим приведённый к валу двигателя момент инерции при разгоне движущихся частей механизма Iмех.р кг*м2 [1]
Iмех.р=Iвр+Iпост.р (66)
гдеIвр – момент инерции при разгоне всех вращающихся частей механизма приведённый к валу двигателя кг*м2.
Iпост.р – момент инерции при разгоне поступательно движущихся частей механизма плюс груза приведённый к валу двигателя кг*м2.
Определим момент инерции при разгоне всех вращающихся частей механизма приведённый к валу двигателя кг*м2 [1]
гдеγ – коэффициент учёта инерции вращающихся масс γ=11 [1].
I1 – момент инерции вращающихся масс расположенных на первом валу Нм.
Определим момент инерции вращающихся масс расположенных на первом валу I1 Нм [1]
I1 =Iр.дв+ Iм+ Iт.ш (68)
гдеIр.дв – момент инерции ротора кг*м2 Iр.дв=155 кг*м2 [7];
Iм – момент инерции муфты кг*м2 Iм=032 кг*м2 [9];
Iт.ш – момент инерции тормозного шкива кг*м2.
Определим момент инерции тормозного шкива Iт.ш кг*м2 [1]
Iт.ш = mт.ш.r2т.ш.т.ш. (69)
гдеmт.ш. – масса тормозного шкива кг mт.ш. =92 кг[9];
rт.ш. – радиус тормозного шкива м rт.ш.=01 м [9];
т.ш. – коэффициент учитывающий распределённость массы шкива т.ш.=06 [1].
Iт.ш =92*012*06=0055 кг*м2
I1 =155+032+0055=19 кг*м2
Определим момент инерции при разгоне поступательно движущихся частей механизма плюс груза приведённый к валу двигателя Iпост.р кг*м2 [1]
Iпост.р=mпостr2бuмехмех (70)
гдеmпост – масса поступательно движущихся частей кг.
Определим массу поступательно движущихся частей mпост кг [1]
mпост=613+5000=50613 кг
Iпост.р=50613*020552(80*085)= 314 кг*м2
Iмех.р=21+314= 524 кг*м2
Определим момент статических сопротивлений при разгоне приведённый к валу двигателя Тст.р Нм [1]
Тст.р =Grбuмехмех (72)
Тст.р= 49600*02055(80*085)= 150 Нм
Подставляя полученные значения в (57) получим
tр.факт=785*524(633-150) = 1 с
При условии t= 1 2 c [1] наибольшее время разгона составляет tр.факт=1c условие выполняется.
Определим среднее ускорение возникающее при разгоне двигателя a мс2 [1]
13 Расчёт времени торможения
Определим путь опускания груза за время срабатывания тормоза S1 м [1]
S1=v tср+05t2ср (74)
гдеtср - время срабатывания тормоза c tср=02.
S1=02*02+05*022=006 м
Определим фактическое время торможения tт.ф с [1]
tт.ф=(Q+m)v(Рт-G) (75)
гдеРт – сила тормоза Н.
Рт=Тт.рuобщ(05Dбмех) (76)
Рт=18228*80(05*0411*085)= 83483 Н
tт.ф=(5000+613)*02(83483-49600)= 003 с
Определим путь торможения Sт.ф м [1]
гдеtт – полное время торможения с.
Определим полное время торможения tт с [1]
Sт.ф=05*02*023=0023 м
МЕХАНИЗМ ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ТЕЛЕЖКИ
1 Выбор кинематической схемы
Выбираем кинематическую схему с центральным приводом изображённую на рисунке 5. Её достоинством является отсутствие перекоса тележки при работе двигателя и тормоза во время пусков и торможений.
Рисунок 5 – кинематическая схема механизма передвижения тележки
Д - Электродвигатель;
МЗ - Муфта зубчатая;
МТ - Муфта с тормозным шкивом;
2 Выбор колёс и колёсных установок
По ГОСТ 25711-83 примем предварительный вес тележки Gт=19600 Н.
Определим максимальную статическую нагрузку на одно колесо Рст.мах Н [1]
Рст.мах=(Gг+Gт)*114 (79)
Рст.мах=(49600+19600)*114=19030 Н
Определим минимальную статическую нагрузку на одно колесо Рст.мин Н [1]
Рст.мин=19600*114=5390 Н
По [1] выбираем диаметр колеса D=250 мм с максимальной статической нагрузкой [Pk.max]= 30000 Н.
По рекомендациям [1] выбираем колёсные установки: приводную колёсную установку К2РП-250 исполнения 1 и не приводную К2Р-250 ОСТ 24.090.09-75 со следующими техническими характеристиками приведёнными в таблице 12.
Таблица 12 – Технические характеристики колёсной установки К2РП-200
Диаметр конца вала мм
Масса приводной установки кг
Масса непривод-ной уста-новки кг
3 Выбор подтележечного рельса
По рассчитанной статической нагрузке и диаметру колеса выбираем рельс Р24 ГОСТ 6368-82 [12].
4 Сопротивление перемещению тележки
Определим полное сопротивление передвижению тележки в период разгона W Н [1]
гдеWтр – сопротивление создаваемое силами трения Н;
Wу – сопротивления создаваемое уклоном подтележечного пути Н;
Wв – сопротивление создаваемое ветром Н;
Определим сопротивление создаваемое силами трения Wтр Н [1]
Wтр=(Gт+Gгр)((2+fdц)D)кдоп (82)
где – коэффициент трения качения колеса по рельсу мм =04 мм;
f – приведённый коэффициент трения скольжения в подшипниках колёс f=0015;
кдоп – коэффициент дополнительных сопротивлений кдоп=12.
Wтр=(49600+19600)((2*04+0015*75)250)12= 6228 Н
Определим сопротивления создаваемое уклоном подтележечного пути Wу Н [1]
гдеα – уклон подтележечного пути градус α=0002.
Wу =0002(49600+19600)=1384 Н
Определим сопротивление создаваемое ветром Н [1] поскольку кран работает в помещении ветровая нагрузка равна Wв=0 Н.
Подставляя полученные значения в (81) получаем
W=6228+1384+0 = 761 Н
Определим необходимую мощность двигателя N Вт [1]
гдепр – предварительное значение к.п.д. механизма пр=085 [1];
с - количество двигателей с=1.
N=17882*1(085*1)=895 Вт
По рассчитанной мощности двигателя по условию времени разгона выбираем двигатель марки МТF-011-6 ТУ16-93 ИРАК.526132.013ТУ [7] со следующими техническими характеристиками приведёнными в таблице 13.
Таблица 13 - Технические характеристики электродвигателя МТН 111-6.
Момент инерции ротора
Определим частоту вращения колеса nk с-1 [1]
nk=1(314*025)=127 с-1
Определим требуемое передаточное число редуктора U`p[1]
гдеКm – коэффициент распределения нагрузок Кm= 02 [1].
Определим частоту вращения тихоходного вала редуктора nтих с-1 [1]
где uM – передаточное число муфты uM=1 [1].
zm=1800nтихtмаш (89)
zm=1800*127*6300= 14401800
zM= 14401800*5 = 72*106
гдеТдв.мах – максимальный момент двигателя Нм Тдв.мах= 784 Нм;
up – передаточное число редуктора up= 125 [1];
p – к.п.д. редуктора p=094 [1].
Тр =784*125*094= 960 Нм
Тр.э= 048*960= 461 Нм
По рассчитанному эквивалентному моменту и необходимому передаточному числу по каталогу завода изготовителя выбираем двухступенчатый цилиндрический редуктор ВК-350 ГОСТ 15150-80 [8] со следующими техническими характеристикам приведёнными в таблице 14.
Таблица 14 – Основные технические характеристики двухступенчатого цилиндрического редуктора ВК-350.
7 Расчёт фактической скорости
Определим фактическую скорость передвижения тележки vфакт мс [1]
vфакт=9263*0125125=092 мс
Рассчитаем расхождение заданной и фактической скорости передвижения тележки Δv [1]
Δv=((v- vфакт)v)*100 (96)
Δv= ((1-092)1)*100 = 8%
Фактическая и заданная скорость расходятся не более чем на пятнадцать процентов что удовлетворяет условию [1].
8 Расчёт трансмиссионного вала
Материал вала выбираем согласно рекомендациям [6] принимаем материал Сталь 45.
Определяем минимальный диаметр вала d мм [6]
где[] – допускаемое напряжение на кручение Нмм2 [] = 150 Нмм2 [6].
Учитывая диаметр выходного конца редуктора смотри таблицу 14 окончательно принимаем диаметр трансмиссионного вала равным dтр.в.=35 мм.
9.1 Расчёт муфты быстроходной передачи.
Статический момент на валу двигателя будет равен номинальному
По рассчитанному моменту на муфте по диаметрам валов электродвигателя и редуктора выбираем МУВП-125 ГОСТ-21424-93 с тормозным шкивом [9] со следующими техническими характеристиками приведёнными в таблице 15.
Таблица 15 – Технические характеристики МУВП-125.
Диаметр под вал электро-двигателя мм
9.2 Расчёт муфты тихоходной передачи.
Определим момент возникающий на муфте.
Тм = 13*1*960 = 1248 Нм
По рассчитанному моменту на муфте а так же учитывая диаметр выходного вала редуктора и диаметр трансмиссионного вала выбираем зубчатую муфту МЗ-2 ГОСТ 5006-94 со следующими техническими характеристиками приведёнными в таблице 16
Таблица 16 – Технические характеристики МЗ-2.
Диаметр под трансмис- сионный вал мм
Диаметр под вал колёсной установки мм
Поскольку скорость передвижения груза составляет v= 1 мс необходимо установить тормозное устройство.
Определим расчётный тормозной момент Тт.р.мех Нм [4]
гдеWy - сопротивление движению от уклона пути Н;
Wтр - сопротивление от трения в ходовых частях на прямолинейном участке пути Н;
tт - время торможения с;
Jр - момент инерции ротора двигателя кг*м2 Jр = 0085 кг*м2 ;
JМ - момент инерции муфты на валу двигателя кг*м2 JМ = 0002 кг*м2 ;
mк - масса колеса кг mк = 30 кг.
Рассчитаем сопротивление движению от уклона пути Wy Н [4]
Wy = (49600+19600)*0001 = 692 Нм
Определим сопротивление от трения в ходовых частях на прямолинейном участке пути Wтр Н [4]
где - коэффициент трения подшипников приведённый к цапфе колеса [4];
- коэффициент трения качения [4];
кр - коэффициент учитывающий трение реборд и ступиц колёс кр=2 [4].
Wтр = (49600+19600) = 775 Нм
Рассчитаем время торможения tт с [4]
гдеvкр - критическая скорость принимаем равной vкр=1мс.
Sт - тормозной путь м.
Рассчитаем тормозной путь Sт м [4]
гдеvкр - критическая скорость здесь принимаем равной vкр = 60 ммин.
Sт = 6025000 = 072 м
Подставляя полученные значения в (104) получим
Т.к. было получено отрицательное значение тормозного момента тормоз не требуется но согласно [3] устанавливаем тормоз ТКП-200ТУ 3178-003-11523712-94 со следующими техническими характеристиками приведёнными в таблице17.
Таблица 17 - Технические характеристики тормоза ТКП-200.
11 Проверка двигателя на время разгона
Определим наибольшее время разгона с [1]
tр.факт=двIмех.р(Тп.ср-Тст.р) (105)
Тп.ср = Тдв.нп.ср (106)
гдеТдв.н – пусковой момент двигателя Нм Тдв.н=392 Нм [7];
Тп.ср = 85*15= 1275 Нм
Iмех.р=Iвр+Iпост.р (107)
Определим момент инерции при разгоне всех вращающихся частей механизма приведённый к валу двигателя Iвр кг*м2 [1]
Определим момент инерции вращающихся масс расположенных на первом валу Нм [1]
гдеIр.дв – момент инерции ротора кг*м2 Iр.дв=0085кг*м2 [7];
Iм – момент инерции муфты кг*м2 Iм=0002 кг*м2 [9];
I1 = 0085+0002=0087 кг*м2
Iвр=11*0087=00957 кг*м2
Iпост.р=mпостr2кuмехмех (110)
гдеmпост – масса поступательная кг.
Определим массу поступательную mпост кг [1]
mпост=2000+5000=7000 кг
Iпост.р=7000*01252(125*084)=104 кг*м2
Iмех.р=00957+104=1102 кг*м2
Тст.р =Wrкuмехмех (112)
Тст.р= 761*0125(125*084)= 91 Нм
Подставляя полученные значения в (57) получим:
tр.факт=9263*105(588-91)= 18 с
При условии t 6 c [1] наибольшее время разгона составляет tр.факт=18 c условие выполняется.
Определим вреднее ускорение возникающее при разгоне двигателя мс2 [1]
12 Компоновка тележки
Компоновочная схема тележки представлена на рисунке 6
Рисунок 6 - Компоновочная схема тележки
Вес элементов входящих в состав тележки представлен в таблице 18
Таблица 18 - Вес элементов входящих в состав тележки
Обозначение центра тяжести
Механизм передвижения
Определим координаты центра тяжести тележки хт мм [1]
Определим координаты центра тяжести тележки ут мм [1]
Исходя из существующих расчётов конструктивно принимаем базу тележки равной В = 2 м.
Определим нагрузки на ходовые колёса. Определяем нагрузку в порожнем состоянии Н [1]
Определяем нагрузку от веса груза Н [1]
Определим статическую нагрузку на ходовые колёса в гружёном положении Н [1]
Определим разницу в статической нагрузке на колёса ΔР
ΔР = ((-))*100 (128)
ΔР = ((154815-138275)154815)*100 = 10 %
13 Определение запаса сцепления
Определим запас сцепления ходовых колёс с рельсами при разгоне [4]
где - нагрузка на приводное колесо Н ;
- коэффициент сцепления приводных колёс с рельсом в закрытых помещениях 0 = 02 [4];
[kсц] - допускаемый коэффициент запаса сцепления при работе без ветровой нагрузки [kсц] = 12 [4].
Определим минимальное значение коэффициента сопротивления передвижению min [4]
min = 775(49600+19600) = 0011
Определим силу инерции Fи Н [4]
Fи = ( mk+Q)vtp (131)
Fи = (613+5000)*0118 = 281 Н
При условии [kсц] = 12 следовательно [kсц] условие выполняется.
РАСЧЁТ МЕТАЛЛОКОНСТРУКЦИИ
1 Определение нагрузок действующих на балку
Рисунок 7 - Распределение нагрузок на балке и эпюра изгибающего момента
Определим нагрузку от собственного веса моста это значение для каждой балки составит qн Нм [13]
гдеGпм.н – нормативный вес пролётной части моста Н 80000 Н [13].
qн=800002*12=3333 Нм
Так как в процессе перемещения крана металлоконструкция испытывает толчки то нагрузка от собственного веса не является полностью статической. Для учёта влияния динамических явлений расчётная постоянная равномерно распределённая нагрузка принимается qрасп Нм [13]
гдекп - поправочный коэффициент учитывающий динамические влияния при перемещении крана при скорости движения v = 1 мс кп = 12 [13].
qрасп = 12*3333 = 39996 Нм
Определим равнодействующую нагрузку на балку Рт Н [13]
Рт = 154815+142275 = 29709 Н
Так как при подъёме и опускании груза в элементах металлоконструкции появляются силы инерции то их влияние должно быть учтено также введением поправочного коэффициента динамичности kQ = 11 [13].
Тогда расчётная сосредоточенная нагрузка от веса груза PQ Н [13]
PQ = 11*29709 = 32680 Н
Определим реакции опор так как сосредоточенная нагрузка действует посередине балки происходит равномерное распределение реакций опор.
Определим Ra и Rb Н смотри рисунок 7
Ra = Rb = 326802 = 16340 Н
Определим изгибающий момент Мизг Нм смотри рисунок 7
Мизг = qраспL28 + PQL4 (137)
Мизг = 39996*1228 + 32680*124 = 170033 Нм
2 Расчёт сечения балки
Рисунок 8 - Сечение балки моста
Определим высоту балки hб м [13]
Ширина горизонтального листа В м [13]
Толщина вертикальных листов 2 определиться исходя из условия [13]
Толщина горизонтальных листов 1 определится исходя из условия [13]
Конструктивно принимаем среднее значение коэффициента
В ходе курсового проекта был рассчитан и спроектирован механизм подъёма груза. В результате расчётов были определены следующие параметры:
-кратность полиспаста 2
-крюковая подвеска 2-5-336
-канатЛК-Р6х19(1+6+66)+1 о.с. ГОСТ 2688-80
-мощность электродвигателя кВт 11-передаточное число редуктора 40
В ходе курсового проекта был рассчитан и спроектирован механизм передвижения груза. В результате расчётов были определены следующие параметры:
- приводная К2РП-200
- не приводная К2Р-200
-подтележечный рельс Р24
-мощность электродвигателя кВт 14
-передаточное число редуктора 125
В ходе курсового проекта было рассчитано сечение балки моста. В результате расчётов были получены следующие параметры:
-толщина вертикальной стенки 0015
-толщина горизонтальной стенки 003
Таким образом был спроектирован мостовой опорный кран.
Казак С.А. Курсовое проектирование грузоподъёмных машин: Учеб. К93 пособие для студентов машиностр. спец. вузов. Высш. шк. 1989.-319 с.: ил.
Наварский Ю.В. Грузоподъёмные машины: учебно-методическое пособие. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ 2006. 100 с.
Дудков Ю.Н. Справочно-нормативные материалы для расчета крановых механизмов по правилам ГОСГОРТЕХНАДЗОРа России. Иваново ГОУ ВПО ИГАСУ 2008 13 с.
Гохберг М.М. Справочник по кранам: В 2т. Т.2. Характеристики и конструктивные схемы кранов. Крановые механизмы их детали и узлы. Техническая эксплуатация кранов. Машиностроение1988. - 559 с.: ил.
Балашов В.П. Грузоподъёмные и транспортирующие машины на заводах строительных материалов. М.: Машиностроение 1987. - 384 с. ил.
Дунаев П.Ф. Лёликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. – М.: Высш. шк. 1984. – 336 с. ил.
Н.Ф. Руденко. Курсовое проектирование грузоподъёмных машин. Государственное научно-техническое издательство машиностроительной литературы. Москва 1963.

Механизм передвижения тележки _ МОК.09262.01.000.spw

Механизм передвижения
Колёсная установка К2Р-250
МУВП-125 ГОСТ 21424-93
ТУ 3178-003-11523712-94
Электродвигатель МТF-011-6У1

Механизм подъёма груза _ МОК.09262.01.000.spw

Гайка М12 ГОСТ 2524-70
Канат ЛК-Р6х19(1+6+66)+1 о.с.
Концевая шайба ГОСТ 14734-69
МУВП-250 ГОСТ 21424-93
Подшипник 1211 ГОСТ 5720-51
Преслёнка М10 ГОСТ 5915-70
Редуктор Ц2-400П-40-М
ТУ 3178-004-11523712-94
Шпонка 12х8х56 СТ СЭВ 189-75
Электродвигатель MTF312-6У1
ТУ 16-004 БИДМ. 526232.001ТУ

Общий вид готовое.cdw

Техническая характеристика.
Грузоподьёмность крана
Скорость передвижения крана
Технические требования

подъём исправленое.cdw

Техническая характеристика
Скорость подъёма груза
Режим работы механизма
Технические требования

Компановка.frw

Расчёт МК.frw