Тележка мостового крана грузоподъемностью 4 т

ГПМ лист 1.cdw

Технические характеристики тележки.
Высота подъёма груза
Группа режима работы 2М
передвижения тележки 41
Электродвигатель механизма
передвижения тележки
передаточное число 31
передаточное число 12
Канат 9.9-Г-В-Н-1764 ГОСТ 2688-80
Рабочие размеры с неуказанным предельным отклонением
* Размеры для справок
Схема навивки каната на барабан
Ограждения условно не показаны
Нагрузка на ходовые колеса
Схема расположения отверстий М1:15
Ось механизма передвижения

Спецификация 2 ГПМ.spw

Муфта втулочно-пальцевая МУВП 31
Муфта зубчатая МЗП 1
Шпонка 8х7х25 ГОСТ 23360-78
Шпонка 14х9х36 ГОСТ 23360-78
Шпонка 12х8х36 ГОСТ 23360-78

ГПМ лист 2.cdw

Схема расположения отверстий для
монтажа механизма передвижения
Рабочие размеры с неуказанным предельным отклонением выполнить по
*Размеры для справок
Механизм передвижения

ГПМ лист 3.cdw

Спецификация 3 ГПМ.spw

Крышка ступицы левой
Ступица барабана левая
Ступица барабана првая
Болт М10х50.36 ГОСТ 7798-70
Винт М6х10.36 ГОСТ 7798-70
Винт М10х25.36 ГОСТ 7798-70
Винт М18х50.36 ГОСТ 7798-70
Гайка М10.5 ГОСТ 5915-70
Гайка М16.5 ГОСТ 5915-70
Кольцо войлочное 140
Подшипник 3512 ГОСТ 5721-75
Уплотнение войлочное
Шайба 6.65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 10.65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 16.65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 18.65Г ГОСТ 6402-70
Шпилька М16х16.46 ГОСТ22036-76
Шпонка 20х12х50 ГОСТ 23360-78

Пояснительная ГПМ.doc

Министерство образования и науки Российской Федерации
ФГАОУ ВПО «Уральский федеральный университет
имени первого Президента России Б.Н. Ельцина»
На тему: «Проектирование тележки мостового электрического крана»
Расчетно–пояснительная записка
Предварительные расчеты механизмов
1. Механизм подъема груза
1.1. Выбор крюковой подвески
1.2. Определение кратности полиспаста
1.4. Установка верхних блоков
1.5. Установка барабана
1.6. Выбор электродвигателя
1.7. Выбор передачи
1.8. Выбор соединительных муфт
2.Механизм передвижения
2.1. Выбор кинематической схемы
2.2. Определение статической нагрузки на колеса
2.4. Определение сопротивления движению тележки
2.5. Выбор электродвигателя
2.8. Выбор соединительных муфт
Проверочные расчеты механизмов подъема и передвижения
1. Проверка надежности пуска двигателя механизма подъема
2. Проверка электродвигателя механизма передвижения тележки на время разгона
3. Проверка механизма передвижения на отсутствие буксования
4. Проверка ходовых колес на контактные напряжения обода и рельса
Компонование механизмов на тележке
1.Предварительная компоновка механизмов на раме тележки
2.Определение весов и координат центров тяжестей
3.Определение нагрузки на ходовые колеса
Библиографический список
Грузоподъемные машины – высокоэффективное средство комплексной механизации и автоматизации подъемно-транспортных погрузочно-разгрузочных и складских работ. Применение таких машин уменьшает объем использования тяжелых ручных операций и способствует резкому повышению производительности труда. Автоматизация грузоподъемных машин позволяет включить ее в поточную линию а универсальность использования – сделать составным элементом гибкого автоматизированного производства.
Одним из пунктов огромного списка номенклатуры грузоподъемных машин является мостовой кран. Мостовым краном называется грузоподъемная машина передвигающаяся по рельсам на некотором расстоянии от земли (пола) и обеспечивающая перемещение груза в трех взаимно перпендикулярных направлениях. Мостовые краны являются одним из наиболее распространенных средств механизации различных производств. Перемещаясь по путям расположенным над землей они не занимают полезной площади цеха или склада обеспечивая в то же время обслуживание практически любой их точки.
Основная цель данного курсового проекта – обучение основам конструирования сложной сборочной единицы в целом закрепление углубление и обобщение знаний приобретенных студентом при изучении дисциплины «Грузоподъемные машины».
Механизм: тележка мостового электрического крана.
Все исходные данные сведены в таблицу 1.
Наименование величины
Обозначение величины
Режим работы крана - 2М. Ток переменный. Все зубчатые передачи помещены в закрытые корпуса.
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЕ РАСЧЕТЫ МЕХАНИЗМОВ
1.1. ВЫБОР КРЮКОВОЙ ПОДВЕСКИ
Выбор типоразмера крюковой подвески производится по двум условиям:
ее грузоподъемность не должна быть меньше заданной;
режим работы подвески должен соответствовать режиму работы механизма.
По ГОСТ 24.191.08-81 выбираем крюковую крановую подвеску 2-5-336.
Рис.1. Схема крюковой подвески 2-5-336
1.2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КРАТНОСТИ ПОЛИСПАСТА
По выбранной крюковой подвеске мы определяем кратность полиспаста:
ZK - число ветвей каната на которых висит груз;
ZК.Б. - число ветвей каната которые навиваются на барабан.
Расчет каната сводится к выбору по ГОСТ минимально допустимого диаметра при котором его разрывное усилие F0 не может быть меньше значения расчетного разрывного усилия Рр. F0 ³ zР Sном
где Sном – номинальное статическое натяжение ветви каната;
G – вес номинального груза и крюковой подвески;
а – число полиспастов на которых висит груз a=2;
hП – к.п.д. полиспаста hП = 099
G = (Q + mП)g = (4000+ 613)981 = 3984135 Н
Канат выбирается из условия что разрывное усилие в целом F больше произведения максимального статического усилия Sном на коэффициент запаса прочности zР = 4. Т.е.:
F ³ zРSmax=4×1006095= 4024 кН.
Итак выбираем канат ЛК-Р6x19(1+6+66)+1о.с. ГОСТ 2688-80 диаметр которого dК = 99 мм маркировочная группа 1578 МПа разрывное усилие 4885 кН.
Канат 99-Г-В-1578 ГОСТ 2688-80
1.4. УСТАНОВКА ВЕРХНИХ БЛОКОВ
Минимальные диаметры барабанов блоков и уравнительных блоков огибаемых стальными канатами определяются по формулам:
где DБ DБЛ DУР – диаметры соответственно барабана блок и уравнительного блока;
h1 h2 h3 – коэффициент выбора диаметров соответственно барабана и уравнительного блока; ( h1 =16 h2=18 h3=14)
dk – диаметр каната.
1.5. УСТАНОВКА БАРАБАНА
Диаметр барабана по оси навиваемого каната DБ = 280 мм. Длина барабана рассчитывается по формуле:
lK - длина одного гладкого концевого участка.
длина одного нарезанного участка:
lH = t (zРВ+zНВ+zКР) = 119 (2801+5+3) = 42852 мм.
Здесь t = dK+2 = 99+2 = 119 - шаг навивки каната.
zРВ = - число рабочих витков для навивки половины рабочей длины каната.
zНВ = 5 – число неприкосновенных витков необходимых для разгрузки деталей крепления каната на барабане;
zКР = 3 – число витков для крепления конца барабана.
Длина гладкого среднего участка определяется по формуле:
ВН -2hmintgg ≤ l0 BH+2hmintgg.
-2840tg60 ≤ l0 56+2840tg60.
Принимаем l0 = 150 мм.
В этой формуле BH – расстояние между осями наружных блоков крюковой подвески (табличное значение); hm g=60 – допустимый угол отклонения каната.
Длина гладкого концевого участка необходимого для закрепления барабана в станке при нарезании канавок:
lK = (45) dK =499=396 мм
LБ = 242852+150+2396 = 108624 мм 1100 мм
Соотношение длины барабана к его диаметру равно=393
Толщину нарезанной цилиндрической части барабана по дну канавки определяется только по напряжениям сжатия :
- допускаемое напряжение для Ст3 (барабан)
1.6. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Выбор электродвигателей для механизма подъема осуществляется по расчетной мощности РР которая должна быть равна соответствующему значению номинальной мощности:
Ки – коэффициент использования электродвигателей в зависимости от типа поднимаемого груза: для крюкового крана Ки=07;
К3 – коэффициент запаса определяемый условиями работы при повышенной температуре окружающей среды: К3=1 для механизмов режимных групп М1 М5;
КР – коэффициент использования электродвигателей при регулировании скорости. Для систем с параметрическим регулированием скорости значения КР = 13;
Кв – коэффициент относительной продолжительности включения Кв=082;
КПР – коэффициент дополнительных пускотормозных нагрузок (КПР=1);
Рст – мощность статической нагрузки при подъеме номинального груза с номинальной скоростью кВт;
Q – масса подключаемого груза кг;
mкп – масса крюковой подвески кг
VП = 0183 мс – скорость подъема груза;
hМ = 08 – предварительное значение к.п.д. механизма.
Рр=071130821911=68 кВт
Выбираем двигатель типа MTF – 311-6 ГОСТ 185-70 имеющий параметры:
номинальная мощность двигателя Nдв = 14 кВт;
частота вращения вала двигателя nдв = 925 обмин
масса двигателя mдв = 170 кг;
продолжительность включения = 15%;
момент инерции ротора 0225 кгм2.
диаметр конца вала d1 = 50 мм;
Типоразмер редуктора выбираем по расчетному эквивалентному вращающему моменту на валу Ме с учетом режима работы необходимого передаточного числа и частоты вращения быстроходного вала.
Требуемое передаточное число передачи:
uР = . Принимаем uР = 315.
Эквивалентный момент на выходном валу редуктора:
где SN=k1nnWSt=3600046713200=5379840;
k1 = 3600 – коэффициент для передач с односторонней нагрузкой;
n = 2801 обмин - частота вращения тихоходного вала редуктора; nW = 1 – число зубчатых колес сцепляющихся с тихоходным колесом редуктора; St – время работы механизма за срок службы для легкого режима работы принимаем St = 3200 ч; m = 0063 – коэффициент интенсивности режима нагружения.
Базовое число циклов перемены напряжений выбирают исходя из характеристик материала колес. Твердость рабочей поверхности зубьев колес редуктора HB = 260 следовательно принимаем NHO = 188106.
Максимальный вращающий момент на тихоходном валу рассчитывается по формуле:
GП - вес крюковой подвески;
hП hБ - к.п.д. полиспаста и барабана соответственно (при установке барабана на подшипники качения его к.п.д. принимают 098).
Проверяем на перегрузочную способность
=2 для двух и трех ступенчатых редукторов с эвольвентным зацеплением.
По рассчитанным параметрам выбираем цилиндрический двухступенчатый редуктор типа Ц2-250. UН=315
На стадии компановании выбираем редуктор Ц2-350 с большим межосевым расстоянием с передаточным отношением 315
1.8. ВЫБОР СОЕДИНИТЕЛЬНЫХ МУФТ
Муфты выбирают по наибольшему диаметру концов соединяемых валов. Затем проверяют прочность муфты из условия
где Тн - номинальный крутящий момент; Тр - расчетный крутящий момент;
Т – передаваемый крутящий момент (наибольший из длительно действующих);
К1 – коэффициент ответственности (если при поломке муфты произойдет остановка машины то К=1; произойдет авария машины - К=12; будут человеческие жертвы - К=18);
К2 – коэффициент условий работы машины (при спокойной работе К2=1; при переменной работе К2=12; при тяжелой работе с ударами и реверсами К2=13 15);
К3 – коэффициент углового смещения (К3=1 при угле перекоса валов 025°; К3=125 при 05°; К3=15 при 1 ). Крутящий момент Т определяется при подъеме максимального (номинального) веса груза с постоянной скоростью
Здесь g=981 мс2 - ускорение земного притяжения; Up – передаточное число редуктора; М – КПД механизма подъема.
Тр=181319881= 23121 Нм
Допускаемые значения максимального крутящего момента действующего кратковременно — не более двукратной величины ТН.
Выбираем 2 зубчатых муфты:
МЗП 1 TН=700 Нм d=50 мм на двигатель
МЗП 1 TН=700 Нм d=40 мм на редуктор
0>28815 условие ТН>Тр выполняется.
Расчетный тормозной момент:
где КТ.=15 – коэффициент запаса торможения при легком режиме работы;
ТСТ. – статический крутящий момент при торможении создаваемый весом номинального груза на валу на котором установлен тормоз. Рассчитывается по формуле:
Здесь hМ – к.п.д. всего механизма (равно произведению к.п.д. полиспаста барабана и редуктора); КП – кратность полиспаста; Up – передаточное число редуктора;
ТТ.Р. = КТТСТ = 156719= 10078 Нм
По рассчитанным параметрам и в соответствии с продолжительностью включения выбираем колодочный тормоз с электромагнитным приводом переменного тока ТКГ-200-1 ТТ=300 Нм D тормозного шкива = 200 мм.
Рис. 2. Кинематическая схема механизма подъема
2.МЕХАНИЗМ ПЕРЕДВИЖЕНИЯ
2.1. ВЫБОР КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ
При выборе кинематической схемы механизма передвижения тележки отдают предпочтение схеме имеющей боковой привод с тихоходным трансмиссионным валом и применением вертикальных редукторов типа Ц3вк.
Т.к. номинальная грузоподъемность менее 80 тонн то число ходовых колес тележки принимаем равным четырем.
Рис. 3. Кинематическая схема привода передвижения тележки
2.2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СТАТИЧЕСКОЙ НАГРУЗКИ НА КОЛЕСА
Выбор колес производится по максимальной статической нагрузке которая для тележек определяется по формуле:
где GГ GТ - вес номинального груза главного подъема и тележки соответственно (вес тележки при легком режиме работы при предварительных расчетах принимают » 03*GГ);
КН = 11 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки на колеса.
По ОСТ 24.090.44-82 выбираем при нагрузке до 50 кН диаметр ходового колеса DК = 200 мм. Затем по ОСТ 24.090.09-75 подбираем соответствующую единицу «Колесо в сборе» и определяем основные размеры колеса.
2.4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СОПРОТИВЛЕНИЯ ДВИЖЕНИЮ ТЕЛЕЖКИ
Полное сопротивление передвижению тележки в период разгона приведенное к ободу колеса рассчитывается по формуле:
W = WТР+WУ+WВ+WИН+WГИБ
WТР - сопротивление создаваемое силами трения; определяется по формуле:
Здесь m=03 - коэффициент трения качения колес по рельсу;
f=0015 - коэффициент трения в подшипниках колес;
dЦ=40 мм - диаметр цапфы вала колеса при предварительных расчетах можно принять равным dЦ = 02×DК = 02×200 =40.
WУ - сопротивление создаваемое уклоном пути; рассчитывается:
WУ = a×(GТ+GГ+ GП)=0002×()= 103227 Н
где a=0002 - уклон рельсового пути.
WВ - сопротивление создаваемое ветром; при работе крана в помещении
WВ = 0 так как кран установлен в помещении то усилия ветра нет
Полное статическое сопротивление рассчитывается по формуле:
WСТАТ = WТР+WУ = 7742+10323 =87743 Н.
2.5. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Исходными данными при выборе электродвигателя являются статические и динамические нагрузки приведенные к валу двигателя параметры режима работы время приложения статической и динамических нагрузок. Выбор электродвигателя производится в соответствии с ОСТ 24.090.85-88 который предусматривает вычисления расчетной мощности РР необходимой для разгона крана (тележки): РР=РСТ+РДИН где РСТ РДИН - мощность затрачиваемая на преодоление статических и динамических нагрузок соответственно.
Таким образом расчетная мощность РР кВт двигателя механизма передвижения тележки при работе в помещении по условиям пуска с заданным ускорением:
где vT - скорость движения тележки мс; а - допускаемое ускорение тележки мс2 (табл. 18); а’ -115 - коэффициент учитывающий инерцию вращающихся масс механизма; K1=07 (для асинхронных двигателей с фазным ротором) -коэффициент использования двигателя по пусковому моменту; -25 - кратность отношения максимального пускового момента двигателя к номинальному; - КПД механизма; РСТ - мощность кВт затрачиваемая на преодоление статических сопротивлений.
Пренебрегая массой крюковой подвески ввиду ее малости получим
По этим параметрам выбираем крановый электродвигатель серии
MTF – 011-6 с фазным ротором; мощность на валу N=14 кВт частота вращения выходного вала 885 обмин; масса m=51 кг.
Передачу выбирают исходя из предварительно намеченной кинематической схемы механизма.
Типоразмер редуктора выбираем по расчетному эквивалентному вращающему моменту на валу с учетом режима работы необходимого передаточного числа и частоты вращения быстроходного вала.
uР = Принимаем UР=125
Отклонение полученного значения от принятого составляет:
D== 2% что допустимо.
где SN = К1×n×nW×St = 3600×106×1×6300 =24040800
n=64 - частота вращения тихоходного вала редуктора;
nW=1 – число зубчатых колес сцепляющихся с тихоходным колесом редуктора;
St – время работы механизма за срок службы для легкого режима работы принимаем St=6300 ч;
Базовое число циклов перемены напряжений выбирают исходя из характеристик материала колес. Твердость рабочей поверхности зубьев колес редуктора HB=250 следовательно принимаем NHO = 22×106.
Проверяем на перегрузочную способность
По всем рассчитанным параметрам выбираем цилиндрический трехступенчатый редуктор типа ЦЗвк-100 с параметрами:
вращающий момент на тихоходном валу МТ = 163 кНм U = 16 масса редуктора m = 45 кг.
Согласно правилам ГГТН РФ в данном механизме передвижения должен быть установлен тормоз т.к. тележка предназначенная для работы в помещении на надземном рельсовом пути перемещается со скоростью больше 053 мс (VТ = 0742мс).
Расчетный тормозной момент механизма при работе крана в закрытом помещении определяется для движения без груза под уклон в предположении что реборды колес не задевают заголовки рельсов:
ТУ - момент создаваемый уклоном пути. Рассчитывается по формуле:
где WУ = a×GT = 0002×14715 =2943 Н - сопротивление передвижению тележки создаваемое уклоном (a - уклон рельсового пути);
ТИН - момент создаваемый инерцией. Рассчитывается по формуле:
где WИН = d×тT×а = 015×125×14715 = 28125 Н - сопротивление передвижению тележки создаваемое инерцией (d - коэффициент учитывающий инерцию вращающихся масс механизма при скорости менее 1 мс d=125);
ТТР - момент создаваемый трением. Рассчитывается по формуле:
- сопротивление передвижению тележки создаваемое трением;
Т = ТУ+ТИН-ТТР = 019+18-11 = 089 Нм
По рассчитанным параметрам выбираем колодочный тормоз с электромагнитным приводом переменного тока ТКТ-200100 со следующими характеристиками: Тном = 300 Нм m = 25 кг.
2.8 ВЫБОР СОЕДИНИТЕЛЬНЫХ МУФТ
Муфты выбирают по наибольшему диаметру концов соединяемых валов. Затем проверяют прочность муфты из условия
где ТН – номинальный крутящий момент; К1 – коэффициент ответственности; К2 – коэффициент условий работы машины; К3 – коэффициент углового смещения.
Крутящий момент при перемещении:
где Wстат- полное статическое сопротивление передвижению тележки; D – диаметр колеса.
Момент действующий на быстроходный вал: Нм
Принимаем следующие муфты:
МЗП-1 устанавливаемые на тихоходный вал редуктора и трансмиссионные валы. Муфта 1-700-15-1-У2 ГОСТ Р50895–96
МУВП 125 соединяющая двигатель и редуктор. МУВП 125-28-1-30-1 ГОСТ 21424-93
Муфты выбираем в зависимости от передаваемого вращающего момента и условий работы по формуле:
где МР - расчетный вращающий момент;
К - коэффициент запаса прочности;
МКР - действующий вращающий момент;
[МКР] - допускаемый вращающий момент для муфты.
Коэффициент запаса прочности: К = К1×К2×К3 = 1×12×125 = 15 (В этой формуле: К1 - коэффициент учитывающий степень ответственности соединения К2 - коэффициент режима работы К3 - коэффициент углового смещения для упругих втулочно-пальцевых муфт он принимается равным единице).
ТР=18*12*10*21126=4564 Н*м
для быстроходного вала редуктора: МКР = Нм тогда
МР = 15×19 = 285 Нм муфты зубчатые МЗП 1 одна из них с тормозным шкивом 200 по ГОСТ 24.848.03-79.
Для передачи крутящего момента приводные колеса: Мкр=2376 Нм
МР = 15×2376 = 3564 муфты зубчатые МЗП 1.
ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ.
1.ПРОВЕРКА НАДЕЖНОСТИ ПУСКА ДВИГАТЕЛЯ МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА.
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 и т.д. Время разгона механизма принимают равным от 1 до 2 секунд.
Для механизма подъема груза наибольшее время разгона получается при разгоне на подъем вычисляемое по формуле:
где nДВ - номинальная частота вращения двигателя по каталогу при заданном ПВ обмин;
mг mп – масса крюковой подвески и груза соответственно;
ТП.СР. - среднепусковой момент двигателя;
КпUр – кратность полиспаста и передаточное число редуктора;
J1 – момент инерции вращающихся масс быстроходного вала кгм2;
J1=Jдвигателя+ Jмуфты +Jмуфты с тормозным шкивом=0225+0.154+015 = 0529
γ=11 12 – коэффициент учитывающий инерцию вращающихся масс расположенных на втором третьем и последующих валах механизма.
ТСТ - момент статических сопротивлений приведенный к валу двигателя.
Среднепусковой момент двигателя определяется по формуле:
ТП.СР=ТДВ.Н.yПСР=11485155= 17802 Нм.
где ТДВН - номинальный момент двигателя
yПСР - кратность среднепускового момента двигателя (для двигателей с фазным ротором yПСР=155
Момент статических сопротивлений при разгоне:
где G - вес груза и подвески.
Полученное значение находится в диапазоне рекомендуемых значений времени разгона; следовательно принятый электродвигатель обеспечит необходимую интенсивность работы.
2.ПРОВЕРКА ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ТЕЛЕЖКИ НА ВРЕМЯ РАЗГОНА.
где:J1=Jдвигателя+ Jмуфты +Jмуфты с тормозным шкивом=0021+01+0094 = 0215 кгм2
ТП.СР=ТДВ.Н.yПСР=1511155=2342 Нм;
Полученное значение находится в диапазоне рекомендуемых значений времени разгона; следовательно принятый электродвигатель обеспечит необходимую интенсивность работы. Выбираем двигатель MTF – 011-6.
Среднее ускорение тележки при таком времени разгона
Это значение не превышает рекомендуемое [a]=015 мс2 для крана грузоподъемностью Q=4т.
3.ПРОВЕРКА МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ТЕЛЕЖКИ НА ОТСУТСТВИЕ БУКСОВАНИЯ.
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:
или где – коэффициент запаса сцепления;
– сила сцепления колес с рельсами; – вес тележки приходящийся на приводные колеса; nпр nобщ – число приводных колес и общее число колес соответственно.
– сопротивление от сил инерции массы тележки;–коэффициент трения в подшипниках качения (для шарикоподшипников); = 02 – коэффициент сцепления колеса с рельсом при работе крана в помещении.
Допустимое ускорение тележки вычисляется по формуле:
Vтф – скорость движения тележки фактическая мс;
jфакт=0683506=0135 мс2
Условие отсутствия буксования соблюдается;
Допустимое замедление тележки вычисляется по формуле:
tт – время разгона можно предварительно принять равным времени торможения;
jфакт=0683506=013 мс2
Условие отсутствия буксования соблюдается значит при разгоне тележки проскальзывания колес относительно рельсов будет отсутствовать.
jфакт.торм =Vтфtт где
jфакт.торм jдоп.торм
Условие отсутствия юза соблюдается значит при торможении тележки проскальзывания колес относительно рельсов будет отсутствовать.
4.ПРОВЕРКА ХОДОВЫХ КОЛЕС НА КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ОБОДА И РЕЛЬСА.
Определяю напряжения в контакте обода колеса с головкой рельса.
D = 32 см – диаметр колеса
k = коэффициент зависящий от отношения радиуса закругления головки рельса r к диаметру колеса (200 200 = 1) k = 015
k1 = 105 – коэффициент учитывающий влияние касательной нагрузки на напряжения в контакте
kд – коэффициент динамичности пары колесо-рельс
kд = 1 + a · V = 1 + 015 · 0683 = 1102
а = 015 – коэффициент зависящий от жесткости кранового пути
V = 0683 мс – скорость передвижения
P = 175 кН – максимальная статическая нагрузка на колесо.
Контактные напряжения не должны превышать допускаемые [N] при приведенном за срок службы числе оборотов колеса N:
Усредненная скорость движения:
Vc = · Vm = 08 · 0683= 05464 мс
Полное число оборотов колеса за срок службы при машинном времени:
Nc = 36 · 104 (Vc · D) Тмаш = 36 · 104 (05464 314 · 200) 1600 = 05 · 106
Значение коэффициента определяю в зависимости от отношения минимальной нагрузки на колесо к максимальной.
Приведенное число оборотов колеса за срок службы:
N = 0125 · 05 · 106 = 01075· 106
Допускаемое контактное напряжение определяю по формуле:
[N] = [о] (104 N)19 = 860 · (104 01075· 106)19 = 6536 МПа
Поскольку = 42997 МПа [6536 МПа]
условия прочности выполняются.
КОМПОНОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ НА ТЕЛЕЖКЕ.
1ПРЕДВАРИТЕЛЬНАЯ КОМПОНОВКА МЕХАНИЗМОВ НА РАМЕ ТЕЛЕЖКИ.
Расположение механизмов на раме тележки должно обеспечить ее минимальные габариты и массу равномерную нагрузку на ходовые колеса при номинальном грузе на крюке.
Центр барабана подъема принимаем за начало координат и проводим главные координатные оси: хх – по оси барабана и уу – перпендикулярно оси барабана.
Симметрично относительно оси уу намечаем продольные оси подтележечных рельсов с таким расчетом чтобы продольная ось редуктора совпадала (или была близка) с одной из осей колеи тележки.
В соответствии с размерами узла ходовых колес (расстоянием между корпусами подшипников) пунктиром прочерчиваем вертикальные листы продольных балок рамы тележки. Нагрузка от веса груза через опоры барабана должна передаваться на эти балки т.е. на них должны опираться корпуса подшипников барабана.
Намечаем место установки барабана и верхних блоков.
Вычерчиваем расположение привода механизма передвижения тележки с учетом возможности крепления редуктора и пропуска трансмиссионного вала при уже намеченных элементах рамы тележки. Задаемся положением ходовых колес.
Намечаем ориентировочно контур рамы с учетом возможности прохода обслуживающего персонала при ремонтах и регулировках оборудования.
Определяем центр массы рамы тележки (точка Ор) который с достаточной степенью точности можно считать расположенным в геометрическом центре рамы. Вес рамы определяется разностью между ранее принятым весом тележки и суммой весов установленных на ней механизмов.
На виде тележки сверху координируются центры масс всего оборудования находящегося на раме причем вес двигателей барабана верхних блоков и вертикального редуктора прикладывают в геометрическом центре соответствующих изделий. Вес горизонтального редуктора прикладывают на расстояние одной трети их длины со стороны тихоходного вала. Вес тормозов промежуточных валов и муфт невелик по сравнению с весом рамы тележки и перечисленного оборудования. Поэтому при определении вертикальных усилий действующих на ходовые колеса их веса могут не учитываться.
2ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВЕСОВ И КООРДИНАТ ЦЕНТРОВ ТЯЖЕСТЕЙ.
Значения масс весов и координат центров тяжестей сведены в таблицу 2 (вес промежуточных валов и муфт невелик по сравнению с весом рамы тележки и остального оборудования поэтому его можно в расчет не принимать):
Механизм подъема груза
Механизм передвижения тележки
Определяем координаты центра тяжести порожней тележки по формулам:
Здесь Gj - веса отдельных сборочных единиц; Xj Yj - координаты точек их приложения.
Определяем положение неприводных колес т.е. базу тележки из условия одинаковой нагрузки на приводные и неприводные колеса:
Окончательно принимаем Вт = 167276 мм Lm=1530 мм.
Рис. 4. Схема компоновки механизмов на тележке
Рис. 5. К определению координаты положения веса груза GГР
3 ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАГРУЗКИ НА ХОДОВЫЕ КОЛЕСА.
Определяем нагрузку на ходовые колеса тележки от веса порожней тележки:
Соответственно от веса груза:
Статическая нагрузка на ходовые колеса в груженом положении:
Проверка отвечает равномерному распределению нагрузок на колеса.
Проверка шпонок вала на смятие
Расчет выполняется как проверочный на смятие по формуле
где T – крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом Н×м;
h – высота шпонки; t1 – глубина паза на валу; b – ширина шпонки [] - допускаемое напряжение смятия. Для стальных ступиц при нереверсивном приводе []=150 МПа при реверсивном приводе []=120 МПа. Результаты расчета шпонки представлены в виде таблицы 2.
== 23082 МПа [] поэтому устанавливаем 2 шпонки под 180 градусов.
1. Проверка оси барабана на изгиб
Нагрузки на ступицы барабана (при пренебрежении его весом):
Н где — длина нарезанной части; — длина средней гладкой части барабана; — расстояние от ступицы барабана до опор оси.
Рис.1. Схема к расчету оси барабана
В качестве опасного сечения рассмотрим сечение в котором действует наибольший изгибающий момент и имеется концентратор напряжения. Как следует из рис. 1 представленного выше к такому сечению относится сечение 1 для которого концентратором напряжений является посадка с натягом ступицы и шпоночный паз.
Расчет вала на усталостную прочность
Определение нагрузок
В сечении действуют: изгибающий момент М=1919 кНм крутящий момент Т=2184519 кНм.
Геометрические характеристики сечения:
В сечении 1 имеется шпоночный паз со следующими размерами: b=32 мм t1=11 мм.
Осевой момент сопротивления
Полярный момент сопротивления
Определение напряжений
Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой
Среднее значение напряжений изгиба:
Касательные напряжения меняются по отнулевому циклу:
Пределы выносливости
Определим пределы выносливости:
Коэффициенты запаса прочности
где — эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений = 19; – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений = 19; — масштабный фактор для нормальных напряжений = 061; — масштабный фактор для касательных напряжений = 052.
Найдем общий коэффициент запаса прочности:
Усталостная прочность вала в сечении 1 обеспечена.
3. Расчет подшипников оси барабана
Для компенсации несоосности опор вал барабана устанавливаем на самоустанавливающихся роликовых двухрядных подшипниках.
Эквивалентная нагрузка на правый подшипник может быть определена по упрощенной формуле:
где — коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца = 1); — динамический коэффициент (для механизма подъема = 12); — коэффициент приведения (ориентировочно его можно принять: = 06 для режимов М1–М3; = 065 для режимов М4–М6; = 07 для режимов М7 М8).
Требуемая долговечность подшипника L10 (миллионов оборотов) определяется по формуле: = где — частота вращения барабана мин1; — долговечность подшипника равная 1000 для режимов М1–М3; для режимов М4–М6 —3500; для режимов М7 М8 — 5000.
Динамическая грузоподъемность роликового подшипника будет определяться по формуле: Н.
Поскольку в левом подшипнике вращаются оба кольца (подшипник служит только опорой) то его можно рассчитать по статической грузоподъемности:
Выбираем подшипник 153615 с динамической грузоподъемностью С=351000 Н и статической грузоподъемностью =255000 Н.
В ходе данного курсового проекта была спроектирована тележка мостового крана.
- грузоподъемность Q = 4 т;
- скорость подъема груза VП = 11 ммин;
- скорость передвижения тележки VТ = 41 ммин;
- максимальная высота подъема груза HП = 11 м;
- группа режима работы – 2М;
Проект выполнен в соответствии с заданием. Расхождение скоростей подъема груза и передвижения тележки по сравнению с номинальными не превышает допустимых 15%.
Курсовой проект содержит в себе элементы эскизного и технического проектирования а также разработки рабочей документации. Методика выполнения технического проекта освоена при разработке чертежей сложных сборочных единиц выполнении проверочных расчетов технического описания машины определения ее важнейших технико-экономических показателей.
Сборочный чертеж решает еще одну важную задачу: он является основой для разработки более мелких сборочных единиц и деталей. Поэтому на сборочном чертеже присутствуют в качестве справочных размеры и другая необходимая информация.
Распределение графической части следующее: сборочный чертеж тележки мостового крана – 1 лист; механизм передвижения – 1 лист; сборочный чертеж барабана – 1 лист.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
Проектирование мехнизмов мостовых кранов. Наварский Ю.В. Жегульский В.П. учебное пособие Екатеринбург: УГТУ-УПИ 2009
Александров М.П. Подъемно-транспортные машины: Учеб. для машиностроит. спец. вузов. - 6-е изд. перераб. - М.: Высш. шк. 1985.
Курсовое проектирование грузоподъемных машин. Руденко Н.Ф. Александров М.П. и Лысяков А.Г. Изд. 3-е перераб. и доп. - М.: Машиностроение 1971.
Курсовое проектирование грузоподъемных машин: Учеб. пособие для студентов машиностроит. спец. вузов С.А. Казак В.Е. Дусье Е.С. Кузнецов и др.; под ред. С.А. Казака. - М.: Высш. шк. 1989.
Курсовое проектирование деталей машин. С.А. Чернавский К.Н. Боков И.М. Чернин и др. - 2-е изд. перераб. и доп. - М.: Машиностроение 1988.
Металлургические подъемно-транспортные машины: Методические указания к курсовому проектированию Ю.В. Наварский. Екатеринбург: УГТУ 2001.
Подъемно-транспортные машины. Атлас конструкций под ред. М.П. Александрова и Д.Н. Решетова. - М. 1973.
Справочник конструктора-машиностроителя. В.И. Анурьев – в трех томах – 5-е изд. перераб. и доп. – М.:Машиностроение 1978.

Спецификация 1 ГПМ.spw

Расчётно-пояснительная
Механизм передвижения
-5-336 ОСТ 24.191.08-81
Шпилька М24x85.58 ГОСТ 22042-76
Гайка М24.5 ГОСТ 5915-70
Шайба 24 65Г ГОСТ 6402-70
Болт М18x50.88 ГОСТ 7798-70
Гайка М18.5 ГОСТ 5915-70
Шайба 18 65Г ГОСТ 6402-70
Болт М24x50.88 ГОСТ 7798-70
Болт М8x30.88 ГОСТ 7798-70
Гайка М8.5 ГОСТ 5915-70
Шайба 8 65Г ГОСТ 6402-70
Болт М12х50.88 ГОСТ 7798-70
Болт М16x65.88 ГОСТ 7798-70
Гайка М16.5 ГОСТ 5915-70
Шайба 16 65Г ГОСТ 6402-70
Болт М10x25.88 ГОСТ 7798-70
Шайба 10 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба С.10.37 ГОСТ 11371-78
Гайка М10.5 ГОСТ 5915-70
Болт М10x50.88 ГОСТ 7798-70
Болт М6x42.88 ГОСТ 7798-70
Гайка М6.5 ГОСТ 5915-70
Шайба 6 65Г ГОСТ 6402-70