Курсовая работа по ГПМ - проектирование тележки крана Q 5т

мех пер .cdw

Кинематическая схема
передвижения тележки.
Установка ведомых колёс

Тележка .cdw

Механизм подъёма груза
Скорость подъёма груза
Механизм передвижения тележки
Скорость передвижения тележки
Режим работы крана М3
Кинематическая схема
механизма передвижения

Спецификация .docx

Электродвигатель типа МТF 011-6
Упругая втулочно-пальцевой муфта с тормозным шкивом
Колесная обойма (в сборе)
Механизм передвижения тележки

Рыжкин ГПМ.docx

Механизм главного подъема.5
1 Выбор кинематической схемы.5
2 Выбор типа и кратности полиспаста.6
3 Выбор крюковой подвески.7
5 Определение размеров блока подвески.9
6 Основные размеры барабана.9
7 Расчёт вала барабана. 10
8 Расчёт подшипников оси барабана.13
9 Расчёт и выбор электродвигателя.14
10 Выбор редуктора.15
11 Выбор соединительной муфты.16
12 Расчёт и выбор тормоза.17
Механизм передвижения тележки.18
2 Выбор кинематической схемы.19
3 Статические нагрузки на колеса.19
4 Определение сопротивлений движению тележки.20
5 Выбор двигателя.21
9 Проверочные расчеты механизмов28
Подъемный кран- машина для захватывания подъема и перемещения в горизонтальном направлении штучных и массовых грузов на сравнительно небольшие расстояния в пределах цеха или склада.
Мостовые краны состоят из моста перекрывающего весь пролет цеха и грузовой тележки с механизмом подъема и передвижения. Мост передвигается по подкрановым рельсам установленным на подкрановых балках цеховых зданий а грузовая тележка – по рельсам моста крана.
Питание моста и тележки крана электроэнергией производится от токоподводящих троллеев.
Мостовой кран является основным грузоподъемным оборудованием производственных цехов. В качестве грузозахватного органа кранов служат: крюки грейферы электромагниты (мостовые краны общего назначения) захваты и другие специальные устройства ( специальные мостовые краны). Краны предназначенные для обслуживания металлургических цехов представляют группу металлургических кранов ( мульдомагнитные мульдозавалочные литейные краны и др.)
На мосту крана могут располагаться одна или две грузовые тележки на одном или двух путях. В случае ограничения габарита крана по высоте грузовая тележка перемещается внутри моста. Для подачи груза за пределы пролета крана применяют тележки с поворотной стрелой или консольной фермой.
Мосты кранов с грузовой тележкой выполняют двухбалочными ( листовой и ферменной конструкции) или однобалочными а с талью ручной или электрической – однобалочными ( кран- балки).
Грузоподъемность т 5
Скорость подъема груза ммин 28
Скорость передвижения тележки ммин 95
Механизм главного подъема
1 Выбор кинематической схемы
Для расчёта и выбора элементов механизма подъёма необходимо составить его кинематическую схему. Она как правило включает электродвигатель муфту тормоз редуктор барабан полиспаст состоящий из подвижных и неподвижных блоков и ветвей каната и крюковую подвеску конструктивно объединяющую подвижные ветви полиспаста и грузозахватный орган-крюк (рисунок 1.1).
Расчёт механизма подъёма сводится к назначению типа и кратности полиспаста выбору по ГОСТ каната и крюка расчёту параметров крюковой подвески и барабана расчёту и выбору электродвигателя редуктора муфт и тормоза.
Рисунок 2.1- Кинематическая схема механизма подъема груза
2 Выбор типа и кратности полиспаста
В мостовых кранах для обеспечения строго вертикального подъёма груза применяются сдвоенные полиспасты у которых на барабан наматываются две ветви (рис. 1.2). Число ветвей каната на которых висит груз зависит от грузоподъёмности крана. Чем больше число ветвей тем меньше усилие в канате на барабане следовательно меньше и диаметр каната и барабана меньше диаметр вала и размеры подшипников вала и т.д. Однако с увеличением числа ветвей увеличивается число блоков а это усложняет и утяжеляет подвеску. Полиспасты в кранах применяются для выигрыша в силе. Величина этого выигрыша характеризуется кратностью полиспаста и определяется по формуле:
где: - число ветвей на которых висит груз (определяется по грузоподъемности крана; при Q=5т принимаем Z=4);
- число ветвей наматываемых на барабан.
Рисунок 2.2 - Схема запасовки канатов (сдвоенный полиспаст)
3 Выбор крюковой подвески.
По нормали ПО «Сибтяжмаш» выбираем крюковую подвеску 2-10-610 по ОСТ 24.191.08-81
Рисунок 2.3-Крюковая подвеска
Вес номинального груза и крюковой подвески определяется по формуле:
G=(mгр+mп) g =( 5103+285)98=51739 Н.
где: mгр - масса груза кг
mп - масса подвески кг.
Максимальное статическое усилие в канате в точке набегания его на барабан определяется по формуле:
где: G – вес номинального груза и крюковой подвески Н
Zк.б – число ветвей каната навиваемых на барабан
Uп – передаточное число (кратность) полиспаста
н.бл – к.п.д. направляющих (обводных) блоков
п – к.п.д. полиспаста.
Канат выбирается по таблицам ГОСТ ближайшего большего разрывного усилия. Из таблицы выбираем канат двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 619+(1+6+66)+1 о.с. по ГОСТ 2688-80.
каната dк=11 мм. Маркировочная группа 1862 Мпа. Расчётная площадь сечения проволок – 47.19 мм2.
По таблицы находим kзап =6.
Проверим перешиб каната на блоках подвески:
где: dк – диаметр каната мм
е – коэффициент зависящий от типа машины и режима работы
Следовательно условие проверки выполняется.
Рисунок 2.4 -Профиль канавки блока
5 Определение размеров блока подвески.
Диаметр блока определяется по формуле:
В первом приближении:
По ОСТ 24.191.05-72 находим ближайшее значение . Примем . . Примем .
6 Основные размеры барабана.
Примем диаметр барабана меньше чем диаметр блока на 15%.
Длина гладкого концевого участка:
Глубина нарезки на барабан:
Число витков нарезной части барабана
где: h- высота подъема груза;
m- кратность полиспаста;
Z3- число запасных витков согласно нормам Госгортехнадзора принимают Z3=15 2;
Zk- число витков для крепления каната.
где: Lн –длина средней части барабана;
где: b-расстояние между осями крайних блоков крюковой подвески;
hmin –расстояние между осями барабана и блоков подвески в крайнем верхнем положении.
Lн =200-2·1000·011 = 20 (мм)
Lб=2 ·45· 13+ 20 = 1190мм = 1200мм (мм).
Рисунок 2.5- Геометрические характеристики барабана.
7 Расчёт вала барабана
Соединение вала барабана с входным валом редуктора может производиться при помощи зубчатых муфт допускающих значительную несоосность соединяемых валов. Эти муфты характеризуются высокой надёжностью но имеют большие габариты.
Для предварительного расчёта длину оси барабана можно принять равной:
Нагрузки действующие на ступицы оси:
Т1=0552Smax=055213487 = 14835 Н
Т2=0452Smax=045213487 = 12138 Н
где Sma Smax = 13487 Н
Принимаем значения длин:
Определение опорных реакций в точках A и B:
Подставляя все значения в формулу получаем:
RA= 14835+12138-11675 = 15298 кН
Расчёт оси барабана сводится к определению диаметров цапф dц и ступицы dст из условия работы оси на изгиб в симметричном цикле:
где: М – изгибающий момент в расчётном сечении Н·см;
W – момент сопротивления расчётного сечения см3;
[]-1 – допускаемое напряжение при симметричном цикле МПа.
Наибольший изгибающий момент под ступицей:
MСТ=M2=RBl2=1167502 = 2335 Нм
Момент сопротивления сечения ступицы:
Материалом для оси барабана обычно служит сталь 45 с пределом выносливости -1=25 МПа. Допускаемое напряжение при симметричном цикле можно определить по упрощённой формуле:
где значение коэффициентов k0=(2.0 28) для валов k0=2 и [n] =16.
Принимаем диаметр ступицы dст=70 (мм).
lст=15dст=1570 = 105 мм.
Наибольший изгибающий момент для правой цапфы:
Wц=01dц—момент сопротивления сечения цапфы.
Определяем диаметр сечения цапфы:
Рисунок 2.6 - Схема к расчету оси барабана
8 Расчёт подшипников оси барабана
Для компенсации несоосности опор вал барабана помещается на самоустанавливающихся сферических двухрядных шариковых или роликовых подшипниках
Эквивалентная нагрузка на правый подшипник может быть определена по упрощенной формуле:
где: kv – коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца kv=1);
kg – динамический коэффициент (для механизмов подъёма kg=12);
kпр – коэффициент приведения.
Расчётная грузоподъёмность подшипника определяется по формуле:
где: L – требуемая долговечность подшипника.
где: nб – частота вращения барабана.
где: vг –скорость груза
i пл -кратностью полиспаста.
Выбираем подшипник шариковый радиальный сферический № 1214 d= 70 мм D= 125 мм B=24 мм.
Поскольку в левом подшипнике вращаются оба кольца (подшипник служит только опорой) то его можно рассчитать по статической грузоподъёмности:
Выбираем подшипник шариковый радиальный сферический № 1214 d= 70 мм D= 125 мм B=24 мм.
9 Расчёт и выбор электродвигателя
Максимальная статическая мощность Nст. max (кВт) которую должен иметь механизм в период установившегося движения при подъёме номинального груза равна:
Где: пр = 08 085 – предварительное значение КПД механизма;
G – вес номинального груза кН.
Номинальная мощность двигателя Nэкв:
kпр=075 - коэффициент приведения.
Nэкв=26.5075 = 19.8 кВт.
Выбираем электродвигатель типа MTF 412-8.
Технические характеристики двигателя:
Мощность на валу ------------------------------------ 22 кВт
Пусковой момент ---------------------------------------41 кгсм2
Максимальный момент --------------------------------44 кгсм2
Частота вращения вала -------------------------------- 715 обмин
Масса-------------------------------------------------------160 кг
Рисунок 2.7 - Габаритный чертеж двигателя MTF
Редуктор выбирается по статической мощности передаточному отношению частоте вращения вала двигателя и режиму работы.
Мощность редуктора определяется по формуле:
где: kр – коэффициент запаса (для редуктора типа Ц2 kр=1).
Передаточное отношение:
Максимальный крутящий момент на барабане (тихоходном валу редуктора):
где: Rб—радиус барабана;
iпл—кратность полиспаста.
Выбираем редуктор Ц2У-250Н
Рисунок 2.8-Редуктор. Габаритный чертеж
11 Выбор соединительной муфты.
Расчетный крутящий момент на муфте:
где: kз=k1k2—коэффициент запаса.
k1=13—коэффициент учитывающий степень ответственности механизма;
k2=12—коэффициент учитывающий режим работы механизма.
=085—КПД механизма подъема.
Выбираю муфту зубчатую по ГОСТ 5006-83
Номинальный крутящий момент муфты ММ=550 (Нм).
Рисунок 2.9 - Габаритный чертеж упругой втулочно-пальцевой муфты с тормозным шкивом
12 Расчёт и выбор тормоза.
Тормоз устанавливается на быстроходном валу редуктора (с наименьшим крутящим моментом). Расчётный тормозной момент на этом валу равен:
где: kт – коэффициент запаса торможения; kт=175
Выбираем тормоз ТКГ-300.
Рисунок 2.10-Габаритный чертеж тормоза ТКГ-300.
Механизм передвижения тележки.
Для смазки узлов и механизмов тележки применим централизованную систему смазки. Централизованная система смазки гарантирует подучу смазки к каждой смазочной точке. Ручные смазочные двухмагистральные станции СДР нагнетают смазку к дозирующим питателям и обеспечивают подаваемый объем за один двойной ход не менее 69 см3 . Для периодической подачи к поверхности трения дозированных порции смазки применяют регулируемые питатели. Места установки станций должны обеспечивать свободу качения рукоятки и заправки. Питатели выбираем по числу близлежащих смазочных точек и устанавливают возможно ближе к ним.
2 Выбор кинематической схемы.
Рисунок 3.1-Кинематическая схема механизма передвижения тележки
3 Статические нагрузки на колеса.
Вес тележки определяется по соотношению:
Максимальная (в гружёном состоянии) статическая нагрузка на одно ходовое колесо будет равна:
где: Gт – вес тележки.
Минимальная статическая нагрузка на одно ходовое колесо будет равна:
где: k=09 коэффициент неравномерности нагружения колес
Выбираем ходовое колесо диаметром 200 мм рельс Р24
b=24. Проверим соотношение
B-b=50-24 =26 мм что не меньше нормы
Рисунок 3.2-Рельс крановый
Выбор колесных установок
По диаметру колеса выбираем стандартные колесные установки: приводную колесную установку К2РП-200 и неприводную К2РН-200 имеющие параметры: D=200мм d=50 мм d1=80 мм d2=175 мм В=50 мм В1= 80 мм
4 Определение сопротивлений движению тележки
Полное сопротивление движению тележки :
где: Wтр - сопротивление создаваемое силами трения;
Wу – сопротивление создаваемое уклоном подтележечного рельса;
Wин - сопротивление создаваемое инерцией вращающихся и поступательно движущихся масс тележки или крана;
Wгиб – сопротивление создаваемое раскачиванием груза на гибкой подвеске;
Для тележек имеющих ходовые колеса с ребордами сопротивления создаваемые силами трения:
где: - коэффициент трения качения колеса по рельсу;
f – приведенный коэффициент трения скольжения в подшипниках колеса;
kдоп – коэффициент дополнительных сопротивлений;
dц- диаметр цапфы вала колеса.
Сопротивление создаваемое уклоном:
Wу =α(Gт+Gгр) = 0002(18.09+51.7)=013 кН
где: α- уклон рельсового пути.
Сопротивление создаваемое силами инерции:
где: – коэффициент учитывающий инерцию вращающихся частей механизма;
mпост – масса тележки;
а=мс2 – ускорение при разгоне.
Wин = 100×015×125=021 кН
Составляющая вызванная силой инерции действующей на груз при его колебаниях
где: mгр – масса груза;
mп – масса подвески;
Wгиб= (5+028)015=0.792 кН
W =1.35+013+021+0.792= 2.48 кН
Необходимая мощность двигателя:
где: пр- предварительное значение к.п.д. механизма;
φп.ср – кратность среднекускового момента по отношению к номинальному;
V - скорость передвижения тележки.
Выбираем двигатель типа МТF 011-6.
Мощность на валу ------------------------------------ 1 кВт
Маховый момент ротора------------------------------009 кгсм2
Маховый момент----------------------------------------40 кгсм2
Масса-------------- --------------------------------------- 41 кг
Частота вращения вала -------------------------------- 800 обмин
Рисунок 3.3-Габаритный чертеж двигателя MTF 011-6
Редуктор выбирается по передаточному числу статической мощности и режиму работы. Мощность редуктора ВК определяется по формуле:
где kр – коэффициент запаса.
где nкол – частота вращения колеса мин-1;
n – частота вращения вала двигателя.
Выбираем тип редуктора.
Рисунок 3.4 -Редуктор. Габаритный чертеж
Муфты механизма передвижения выбираются по расчётным моментам:
Для тихоходного вала:
Для быстроходного вала:
где: kз – коэффициент запаса
где: k1 – коэффициент учитывающий степень ответственности механизма для механизма передвижения k1=12;
k2 – коэффициент учитывающий режим работы для режима 3М коэффициент k2 =13.
Для тихоходного вала выбираю муфту зубчатую общего назначения по ГОСТ 5006-83.
Допустимый крутящий момент – 710 Н·м;
Частота вращения – 6300 ;
Для быстроходного вала выбираю муфту втулочно-пальцевую.
Количество пальцев – 4;
Допустимый крутящий момент – 500 Н·м;
Момент инерции – 05 кг·м2.
Рисунок 3.5-Габаритный чертеж зубчатой муфты
Рисунок 3.6- Габаритный чертеж упругой втулочно-пальцевой муфты с тормозным шкивом
Расчётный тормозной момент механизма Тт. р. мех при работе крана в закрытом помещении определяют при движении без груза под уклон в предположении что реборды колёс не задевают за головки рельсов:
где Ту 0 Тин 0 Ттр 0 – моменты Н·м создаваемые уклоном инерцией и силами трения и приведённые к валу на котором установлен тормоз:
где: rк – радиус ходового колеса м;
к-т – КПД механизма на участке кинематической цепи “приводное колесо – тормоз”;
Wу 0 Wин 0 Wтр 0 – сопротивления передвижению тележки без груза создаваемые уклоном инерцией и трением соответственно Н.
Расчётный тормозной момент тормоза Тт. р определяют по формуле:
Выбираем тормоз серии ТКГ-300
Рисунок3.7 - Габаритный чертеж тормоза ТКГ-300.
Современные подъемно – транспортные машины характеризуется широким диапазоном грузоподъемности габаритов обслуживаемых площадей высокой производительностью.
Количественных ограничений по базовым параметрам для современных подъемно – транспортных машин не существует. Их создают для любых условий возможного применения. Имеются только экономические ограничения. Сложные тяжелые машины стоят дорого и применять их целесообразно лишь в том случае если можно загрузить настолько чтобы они окупались за реальный срок эксплуатации до морального и физического износа.
Базовыми направлениями развития подъемно – транспортного оборудования являются совершенствование приводов машин и механизмов направленное на расширение диапазона регулирования скоростей повышение их КПД и надежности разработка новых конструктивных решений в частности c использованием встроенных планетарных устройств с термически обработанными долговечными зубчатыми колесами. Металлоконструкции кранового оборудования следует совершенствовать путем применения качественного металла с целью как снижения металлоемкости конструкции так и повышения долговечности. Для снижения массы кранов и повышения технологичности изготовления создаются новые прогрессивные конструкции мостов кранов: основные балки мостов выполняются двухстенными но со стенками разной толщины с размещением под тележечного рельса над внутренней более толстой стенкой что позволяет и разместить в балках электроаппаратуру крана; расширяется применение трубчатых и штампованных профилей а в ряде случаев и легких металлов;
9 Проверочные расчеты механизмов
Проверка двигателя механизма подъема на время разгона
Двигатель должен разгонять механизм за достаточно короткое время иначе уменьшится производительность крана. Но с другой стороны если оно будет слишком мало то разгон будет сопровождаться большим ускорением что скажется на прочности элементов устойчивости груза.
Время разгона механизма принимается равным до 25 секунд - для механизмов подъема кранов
грузоподъемностью 5 т (в соответствии с рис.2 линия 1).
Для механизма подъема груза наибольшее время разгона получается при разгоне на подъем вычисляемое по формуле:
- угловая скорость двигателя радс;
JМЕХ.Р - приведенный к валу двигателя момент инерции при разгоне всех движущихся частей механизма включая поступательно движущиеся массы кг·м2;
TП..СР - среднепусковой момент двигателя Н·м;
TСТ.Р - момент статических сопротивлений при разгоне приведенный к валу двигателя Н·м.
Среднепусковой момент двигателя определяется по формуле:
- номинальный момент двигателя Н·м;
- кратность среднепускового момента двигателя (для двигателей с фазным ротором =16).
– номинальная мощность двигателя при ПВ=40% Вт;
– частота вращения вала двигателя обмин;
Приведенный момент инерции определяется по формуле:
- момент инерции при разгоне всех вращающихся частей механизма приведенный к валу двигателя:
g - коэффициент учета инерции вращающихся масс расположенных на втором третьем и последующих валах механизма;
J1 - момент инерции вращающихся масс расположенных на первом валу равный сумме моментов инерции ротора двигателя JР.ДВ муфты JМ и тормозного шкива JТ.Ш;
JПОСТ.Р – момент инерции при разгоне поступательно движущихся частей механизма плюс груза приведенный к валу двигателя.
mТ.Ш .- масса тормозного шкива;
r Т.Ш. - радиус тормозного шкива;
Т.Ш. - коэффициент учитывающий распределенность массы шкива (коэффициент приведения геометрического радиуса вращения к радиусу инерции). Принимаем
J1 = JР.ДВ + JМ + JМ.Т.Ш = 028+006+115+027=176 кг·м2;
JВР = 12·176=211 кг·м2;
JПОСТ.Р определяется по формуле:
rБ – радиус барабана по оси навиваемого каната м;
uМЕХ – полное передаточное число механизма равное произведению передаточных чисел полиспаста и лебедки;
mП - масса подвески кг;
mГР - масса груза кг;
Момент статических сопротивлений при разгоне приведенный к валу двигателя Tст.р определяется по формуле:
Полученное значение не больше рекомендуемых значений времени разгона; следовательно принятый электродвигатель обеспечит необходимую интенсивность работы.
Среднее ускорение груза при таком времени разгона равно:
Это значение не превышает рекомендуемое для крана грузоподъёмностью Q=5т.
Проверка двигателя механизма передвижения на время разгона
Наибольшее время торможения наблюдается когда кран нагружен а уклон пути и ветер препятствуют движению. Время торможения не должно превышать 5÷6 с для тележек.
Для механизма передвижения тележки наибольшее время разгона вычисляем по формуле:
JМЕХ.Р - приведенный к валу двигателя момент инерции при торможении всех движущихся частей механизма включая поступательно движущиеся массы кг·м2;
TСТ.Т - момент статических сопротивлений при торможении приведенный к валу двигателя Н·м.
J1 - момент инерции вращающихся масс расположенных на первом валу равный сумме моментов инерции ротора двигателя JР.ДВ муфты JМ и тормозного шкива с муфтой JТ.Ш.М;
JПОСТ.Р – момент инерции при торможении поступательно движущихся частей механизма плюс груза приведенный к валу двигателя.
J1 = JР.ДВ + JМ + JМ.Т.Ш = 015+0021+021=0381 кг·м2;
JВР = 12·0381=0457 кг·м2;
JПОСТ.Т определяется по формуле:
mТ - масса тележки кг;
Момент статических сопротивлений при торможении приведенный к валу двигателя Tст.р определяется по формуле:
Полученное значение не больше рекомендуемых значений времени торможения следовательно принятый электродвигатель обеспечит необходимую интенсивность работы.
Среднее ускорение тележки при таком времени разгона равно:
Проверка механизма передвижения тележки на отсутствие буксования без учета жесткости механизма
В период пуска механизма передвижения приводные колеса взаимодействуя с рельсами приводят в движение тележку. Для получения нормальной работы при разгоне и торможении необходимо чтобы приводные колеса перекатывались по рельсам без скольжения (пробуксовки). Поэтому при расчете механизмов передвижения нужно выдержать определенное соотношение между силами сцепления ходовых колес с рельсами и движущей силой приложенной к ободьям этих колес. Расчетным случаем является работа без груза когда усилие на приводные колеса будет уменьшенным а следовательно уменьшена будет и сила сцепления колес с рельсами. Работа в период пуска без проскальзывания приводных ходовых колес обеспечивается при соблюдении неравенства:
- коэффициент запаса сцепления;
- сила сцепления колес с рельсами
- вес тележки приходящийся на приводные колеса здесь:
nПР nВСЕХ – число приводных колес и общее число колес соответственно.
-коэффициент трения в подшипниках качения (для шарикоподшипников);
dП = 45 мм-диаметр вала колеса в месте посадки подшипника;
-коэффициент трения качения стального колеса по рельсу с плоской головкой;
- коэффициент учитывающий сопротивление трения реборд колеса в зависимости от назначения механизма типа привода формы обода колеса и типа токопровода;
- сопротивление движению тележки создаваемое силой ветра.
- сопротивление от сил инерции массы тележки.
Выражая параметры формулы для WСЦ и используя вышеназванные параметры получим:
- допустимое ускорение тележки.
Тогда условием отсутствия буксования колес тележки можно считать выражение:
где - фактическое ускорение движения тележки которое определяется зависимостью:
где VТФ - фактическая скорость движения тележки;
tР – время разгона механизма.
Условие отсутствия буксования выполняется следовательно при разгоне тележки проскальзывание колес относительно рельсов будет отсутствовать.
Для проверки условия отсутствия юза (проскальзывания колес тележки по рельсам во время торможения) являются выражение аналогичные вышеприведенным но с изменением знаков поэтому:
Условие отсутствия юза выполняется следовательно при торможении тележки проскальзывание колес относительно рельсов будет отсутствовать.
Казак С.А. Расчеты металлургических кранов. Машиностроение. М. 1973г.
Александров М.П. Подъемно-транспортные машины. М. Высшая школа 1972г.
Иванченко Ф.К. Расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин. М. Высшая школа 1975г.