Расчет мостового крана

Курсовая по мостовому крану (СоловьевВ.А.).docx

1 Расчет механизма подъема груза3
1.1. Последовательность расчета3
1.2. Выбор и расчёт полиспаста4
1.3. Выбор грузового каната7
1.4. Выбор крюковой подвески10
1.5. Определение основных размеров грузового барабана12
1.6. Расчет крепления каната к барабану16
1.7. Расчет толщины стенки барабана18
1.8. Выбор крановых механизмов19
1.9. Выбор электродвигателя20
1.10. Выбор передачи22
1.11. Выбор соединительных муфт24
1.12. Выбор тормоза26
1.13. Динамические расчеты грузоподъемного механизма27
1.13.1. Проверка электродвигателя на время его разгона27
1.13.2. Определение коэффициента пусковой перегрузки электродвигателя30
1.13.3. Проверка времени торможения механизма31
2. Расчет механизма передвижения крана и крановой тележки31
2.1. Определение сопротивления передвижению крана и крановой тележки33
2.2. Выбор электродвигателя соединительных муфт и редуктора37
2.3. Определение тормозных моментов и выбор тормоза45
Подъемно-транспортные машины и механизмы являются основными средствами механизации и автоматизации погрузо-разгрузочных работ во всех отраслях промышленности и сельского хозяйства.
В связи с интенсификацией технологических процессов доля времени на подъемно-транспортные операции значительно возросла. Резкое повышение производительности труда которое крайне необходимо во время перехода экономики на новые условия развития и управления может быть достигнуто путем механизации и автоматизации подъемно-транспортных и установочных операций которые менее автоматизированы чем технологические.
Проектированием подбором и установкой подъемно-транспортных машин заняты инженерно-технологические работники не только в узко специализированных организациях и предприятиях но и в самых различных отраслях промышленности.
Подъемно-транспортное оборудование является неотъемлемой частью практически любой схемы механизации любого производственного процесса в каждой отрасли экономики. Поэтому подъемно-транспортные машины представляют исключительный методический интерес как объект проектирования при подготовке инженеров и конструкторов-машиностроителей широкого профиля.
Конечной целью проектирования разработки внедрения и применения подъемно-транспортных машин является ликвидация ручных погрузо-разгрузочных работ и исключение тяжелого труда при выполнении основных и вспомогательных операций.
1 Расчет механизма подъема груза
1.1. Последовательность расчета
Расчёт кранового грузоподъемного механизма выполняют в следующей последовательности:
- выбирают исходя из заданной грузоподъемности подходящий для проектируемого типа крана полиспаст и составляют кинематическую схему механизма;
- определяют усилие в канате подбирают канат и стандартную крюковую обойму;
- рассчитывают диаметр и длину грузового барабана проверяют прочность его элементов;
- определяют мощность и типоразмер приводного электродвигателя выполняют его динамические расчеты;
- определяют передаточное число редуктора выбирают сам редуктор;
- рассчитывают тормозной момент подбирают тормоз и соединительные муфты.
1.2. Выбор и расчёт полиспаста
Исходными для расчета являются указанные в задании на курсовой проект тип грузоподъемного крана его грузоподъемность максимальная высота подъема груза скорость подъема груза и группа режима работы механизма.
Кинематическую схему грузоподъемного механизма составляют на основании рекомендаций раздела 5.2. После этого подбирают тип полиспаста. Сдвоенные полиспасты применяют в двухбалочных мостовых и козловых кранах у которых грузоподъемный механизм установлен на грузовой тележке а грузовой канат от крюковой подвески сразу наматывается на барабан минуя направляющие блоки. Одинарные же полиспасты используют на однобалочных мостовых и козловых кранах грузоподъемностью до10 т оборудованных электрической талью а также на стреловых настенных или на
колонне на большей части башенных на стреловых самоходных кранах.
Важнейшей характеристикой полиспаста является его кратность. Чем больше заданная грузоподъемность крана Q тем выше должна быть кратность полиспаста а (табл. 5.1). Кроме грузоподъемности на выбор кратности полиспаста могут оказать влияние высота и скорость подъема груза.
Если задана большая высота подъема груза то кратность полиспаста приходится ограничивать с тем чтобы длина грузового каната и соответственно барабана остались бы в допустимых пределах. От скорости подъема груза в свою очередь зависит передаточное отношение механизма и без ее учета возможны проблемы с подбором стандартного редуктора.
Рекомендуемые значения кратности полиспаста
Характер навивки каната на барабан
Грузоподъёмность крана Q т
Непосредственно (мостовые и козловые краны)
Через направляющие блоки (башенные и другие стреловые краны)
Но все таки основными критериями выбора полиспаста являются грузоподъемность Q (табл. 5.1) и максимальное усилие Sб которое будет действовать при подъеме груза в набегающем на барабан канате (табл. 5.2).
Рекомендуемые в таблицах значения кратности полиспаста и усилия не являются обязательными поэтому их следует воспринимать как ориентировочные.
Подобрав полиспаст следует начертить его схему в развернутом виде подобную изображенным на рис.5.7 и затем приступить к расчету усилия в канате Sб.
Для одинарного полиспаста максимальное значение усилия Sб определяют по формуле
где - вес поднимаемого груза включая грузозахватное устройство кН;
- масса груза вместе с грузозахватным устройством т;
- ускорение свободного падения мс2;
- КПД канатных блоков равный при подшипниках скольжения 097 и при подшипниках качения 098.
При наличии в схеме направляющих блоков
где - число направляющих блоков.
Когда груз поднимают сдвоенным или счетверенным полиспастом то формула принимает следующий вид
G = Q g =10 10 = 100 кН
где т - число полиспастов.
Если расчетное значение Sб не превышает рекомендуемую для заданной грузоподъемности величину (табл.5.2) то полиспаст выбран правильно.
1.3. Выбор грузового каната
На грузоподъемных кранах применяют главным образом стальные проволочные канаты так как они обладают высокой прочностью гибкостью во всех направлениях безотказностью связанной с тем что их полному разрушению предшествуют обрывы проволок сигнализирующие об исчерпании ресурса каната. Стальные канаты состоят из отдельных проволок диаметром 01-30 мм полученных волочением из специальной высокоуглеродистой стали марок 60 или 80 перевитых между собой и образующих основной элемент каната - прядь. Несколько прядей также перевитых между собой вокруг центрального сердечника образуют канат (рис. 5.8).
Рис.5.8. Стальные проволочные канаты:
а — стальной канат одинарной свивки; б — стальной канат двойной свивки однослойный с органическим сердечником; в - то же двухслойный с органическим сердечником; г — стальной канат с металлическим сердечником двойной свивки; д — двойной односторонней свивки; е - то же крестовой свивки; ж — то же комбинированной свивки; 12 — проволочки; 3 — сердечник
Для увеличения прочности проволоки ее подвергают многократному волочению и с каждым последующим этапом обработки возрастает сопротивление проволок разрыву за счет пластических деформаций (наклепа) материала. В зависимости от числа протяжек выпускают 7 маркировочных групп каждая из которых характеризуется своим значением временного сопротивления проволок разрыву в диапазоне 1372-2358 мПа. В крановых механизмах предпочтительно использование канатов средних маркировочных групп (345). Канаты с более низким пределом прочности проволоки (группы 12) как и с более высоким (группы 67) применяют реже так как первые при прочих равных условиях требуют увеличения диаметра каната а вторые быстрее изнашиваются из-за увеличенных жесткости и хрупкости проволоки.
По направлению свивки проволок и прядей различают канаты односторонней свивки крестовой и комбинированной. При односторонней свивке все проволоки в прядях и пряди в канате свиты в одном и том же направлении (рис. 5.8 д). Крестовая свивка (рис. 5.8 е) при которой направление проволок в прядях и прядей в канате противоположное делает канат более устойчивым против раскручивания. В канатах комбинированной свивки (рис.5.8 ж) направление свивок рядом лежащих прядей различно: в одних совпадает с направлением свивки прядей в канате в других - не совпадает.
Для изготовления каната используют проволоки одного диаметра или пряди свивают из проволок различного диаметра. Во втором случае канат отличается повышенной гибкостью и более плотной «упаковкой» проволок в сечении каната.
Если проволоки в слоях пряди расположены так что их поверхности пересекаются то образуется точечное касание проволок соседних слоев. Такое расположение проволок создает повышенное давление в точках контакта и ускоряет износ проволок. Канаты изготовленные таким образом называются канатами с точечным касанием проволок (ТК). Если же в пряди проволоки последующего слоя не пересекаются с проволоками предыдущего слоя то их касание между собой происходит не в точках а по линиям (ЛК). Канаты с линейным касанием имеют лучшее заполнение сечения более гибкие и износостойкие выдерживают большее число перегибов на блоках и значительно дольше служат по сравнению с канатами типа ТК.
С учетом всего сказанного выше в грузоподъемных машинах общего назначения рекомендуется применять следующие три типа шестипрядных нераскручивающихся стальных канатов крестовой свивки с линейным касанием проволок
ЛК-Р 6х19(1+6+66)+1о.с. по ГОСТ 2688-80
ЛК-РО 6х36(1+7+77+14)+1о.с. по ГОСТ 7668-80
ЛК-РО 6х36(1+7+77+14)+7х7(1+6) по ГОСТ 7669-80
Первый тип каната содержит 19 проволок в каждой из 6 прядей а второй - 36. С увеличением числа проволок в пряди их диаметр уменьшается. Поэтому в условиях запыленности когда велик абразивный износ проволок предпочтительнее использовать канаты с меньшим числом проволок так как толстая проволока будет дольше изнашиваться.
Два первых типа каната имеют органический сердечник волокнистый из пеньки нейлона капрона полипропилена. А третий тип каната выполнен с металлическим сердечником благодаря которому канат не теряет формы под воздействием нагрузки от вышележащих витков. К тому же этот канат пригоден для работы в агрессивной среде и высоких температурах т.е. там где органический сердечник разрушается.
Характеристики всех этих типов каната приведены в прил. 1 где указаны диаметры и разрывные усилия канатов для двух наиболее часто применяемых маркировочных групп. Но подбирая тип каната следует также учитывать режим работы крана. Так канаты ЛК-Р 6x19 являются предпочтительными при средних и тяжелых группах режима работы (М-6M) а канаты ЛК-РО 6x36 как более гибкие чаще применяют в компактных малогабаритных электрических талях эксплуатируемых в легких режимах (1М-ЗМ).
Расчет выбранного каната сводится к определению его минимального допустимого диаметра по разрывному усилию. Разрывное усилие каната зависит от диаметра каната и прочности проволок из которых изготовлен канат: чем выше предел прочности проволок тем больше разрывное усилие каната и следовательно для подъема одного и того же груза может быть использован канат меньшего диаметра. Канат будет пригоден для работы если произведение максимального усилия в канате Sб (см.5.5.2 ) на коэффициент запаса прочности К не превышает разрывное усилие каната Р указанное в прил. 1.
Значения коэффициента запаса прочности каната указаны в табл. 5.3 в зависимости от назначения крана типа привода и режима работы.
Минимальные допустимые значения коэффициента К
Группа режима работы
Лебёдки для подъёма людей
Исходя из полученных данных производим выбор каната согласно ГОСТ 2688-80. Подобранный канат имеет двойную свивку по типу ЛК-Р конструкции относится к ЛК-Р 6×19(1+6+66+1 о.с.). Диаметр каната составляет 165 мм маркировочная группа проволок 1666 Мпа
1.4. Выбор крюковой подвески
Крюковая подвеска выбирается с таким расчетом чтобы она соответствовала принятой схеме и кратности полиспаста грузоподъемности и режиму работы механизма. Учитывается также и диаметр уже выбранного студентом каната.
Нормальная крюковая подвеска (рис.5.9) состоит из двух щёк канатных блоков 2 число которых изменяется в зависимости от грузоподъемности от одного до восьми траверсы 3 в которой при помощи гайки 4 удерживается крюк 5 и оси 6 блоков. Варианты нормальных крюковых подвесок даны в прил. 2 где указаны все основные параметры подвесок: грузоподъемность группа режима работы диаметр каната и расстояние между наружными блоками. Ряд сведений содержит и стандартное обозначение типоразмера подвески. Например подвеска 4-16-500 (прил. 2) состоит их четырех канатных блоков (первая цифра в обозначении) каждый из которых имеет диаметр 500 мм (последняя группа цифр) и рассчитана на подъем груза массой 16 т (вторая группа цифр).
Подбирая типоразмер крюковой подвески необходимо выполнить три условия:
- грузоподъемность крюковой подвески не должна быть меньше заданной
Puc.5.9. Крюковая подвеска
массы поднимаемого груза;
- число подвижных блоков обозначенных на схеме полиспаста (см.5.5.2) должно быть равным числу блоков вмонтированных в принятую для этого механизма крюковую подвеску;
- наконец следует обеспечить соответствие групп режимов работы подвески и механизма.
Таким образом выбираем крюковую подвеску 4-20-406;
расстояние между наружными блоками 260 мм.
1.5. Определение основных размеров грузового барабана
Канатные барабаны служат для навивки каната и преобразования крутящего момента на валу в тяговое усилие каната а вращательного движения вала в поступательное движение перемещаемого груза. Барабаны имеют цилиндрическую форму и изготавливаются литыми из чугуна марок СЧ15 СЧ18 СЧ24 для легких и средних режимов работы или из стали марок 35Л 55Л для тяжелых режимов работы. Причем стальные барабаны могут быть как литыми так и сварными.
По назначению различают барабаны для многослойной навивки каната и однослойной. Многослойные барабаны применяют в компактных конструкциях или при значительной длине навиваемого каната. Благодаря навивке в несколько слоев удается существенно уменьшить габаритные размеры барабана. Конструктивные особенности таких барабанов - гладкая как правило не нарезная поверхность и бортовые выступы (реборды) препятствующие сходу каната с барабана.
Барабаны для однослойной навивки (рис. 5.10) применяются в сочетании со сдвоенными полиспастами но с обязательной винтовой нарезкой поверхности. Так как на барабан от сдвоенного полиспаста навиваются одновременно две ветви каната то и на его поверхности устраиваются два нарезных участка с направлением нарезки от периферии к центру. Нарезные канавки упорядочивают укладку витков каната увеличивают площадь контакта каната с барабаном устраняют трение между соседними витками и таким образом уменьшают износ каната. Канавки нарезаются с шагом t=11dк глубиной h=03 dк и радиусом донышка R=054dк. Расчет канатного барабана начинают с определения его геометрических размеров.
Рис.5.10. Канатный барабан 1 - обечайка барабана 2 - нарезные участки 3 - ступицы 4 - зубчатая муфта 5 - опора вала.
Минимальный диаметр барабана Dб допускаемый правилами Ростехнадзора подсчитывают по формуле:
- коэффициент расчётная величина которого зависит от типа подъёмного устройства привода механизма и режима его работы (табл. 5.4).
Получив значение Дб его следует увеличить до ближайшего значения стандартного ряда (разд. 3).
чением стреловых кранов электроталей
Лебёдки для подъёма
Лебёдки для подъёма людей
Однако иногда в расчетах приходится еще более увеличивать диаметр барабана чем достигается уменьшение его длины. И опасаться этого не следует так как увеличение Д6 продлит срок службы каната.
Следующим этапом в расчете барабана является определение его длины. Согласно расчетной схеме (рис. 5.11) длина барабана равна
где lн- длина одного нарезного участка
l0- длина гладкого среднего участка
lК – длина концевого участка
где t- шаг нарезки;
ZР – число рабочих витков каната навиваемых на один нарезной участок;
Zнепр=15 – число неприкосновенных витков которые непременно должны оставаться на барабане после опускания груза на основание и тем самым разгружать узел крепления каната к барабану;
Zкр=3-4 – число витков используемых для крепления конца каната к барабану;
где lР - рабочая длина каната навиваемая на один нарезной участок
Н – заданная высота подъёма груза;
α – кратность полиспаста.
Расчёт по этой формуле выполняют только в случаях когда полиспаст имеет больше трёх подвижных блоков. Если же их число меньше то величину не рассчитывают а принимают равной мм чтобы не допустить перехлёста смежных ветвей каната.
В- расстояние между наружными блоками крюковой подвески (прил. 2)
hmin- расстояние между осью барабана и осью блоков крюковой подвески в её крайнем верхнем положении (рис. 5.11) приближенно можно принимать
hmin= 3 038 = 1 14 м
- максимальный угол отклонения от вертикали каната в крайнем верхнем положении крюковой подвески. Предельный допускаемый угол отклонения для нарезных барабанов и для гладких барабанов .
Длина гладкого концевого участка необходимого для закрепления обечайки барабана в станке при нарезании канавок приблизительно равна
Длину барабана с многослойной навивкой каната рассчитывают по другой методике. Если поверхность такого барабана не имеет нарезной канавки то при наличии канатоукладчика витки каната укладываются вплотную в каждом из n навиваемых слоёв.
Рис.5.11. Расчетная схема нарезного барабана
Расчётные значения диаметра и длины барабана определены правильно если выполнено условие
Когда условие не выполнено могут возникнуть проблемы с компоновкой механизма а при >3 возрастут изгибные напряжения в обечайке барабана что так же не желательно. В последнем варианте целесообразно дополнительно увеличить и повторить расчёты.
Диаметр барабана Dб = 380 мм
Длина барабана Lб = 1042 4 мм
1.6. Расчет крепления каната к барабану
Надежное крепление каната к барабану обеспечивается клиновыми зажимами или прижимными планками. Чаще применяют прижимные планки крепление (рис. 5.12) с помощью которых происходит за счет сил трения между планкой канатом и барабаном. По правилам Росгортехнадзора полагается ставить не менее двух одноболтовых планок смещенных одна относительно другой по окружности барабана на 60°.
Puc.5.12 .Схема крепления каната:
- барабан 2 - прижимная планка 3 - болт
Конец каната закладывается в крайнюю канавку нарезки петлей так что основная часть каната переводится через частично вырубленный промежуточный выступ нарезки сразу в третью канавку. Петля каната накрывается сверху планкой которая прижимается к барабану крепежным болтом. Отверстие с резьбой высверливается во второй от края канавке.
Расчет узла крепления каната к барабану проводится при максимальных нагрузках. Они возникают когда канат почти полностью свит с барабана т.е. перед самым касанием поднятым номинальным грузом основания. В этом случае канат нагружает узел крепления усилием
где - максимальное натяжение каната;
- основание натурального логарифма;
- коэффициент трения между канатом и барабаном;
- угол обхвата барабана неприкосновенными витками Zнепр (см.5.5.5) в радианах. Канат будет надёжно удерживаться планками если его прижать к барабану усилием
где - коэффициент сопротивления вырву каната из под планок.
Болты прижимающие планки к барабану испытывают напряжения от растяжения и в меньшей степени от изгиба вызываемого силами трения. Действующие в болтах растягивающие напряжения равны.
где Z – число болтов
- внутренний диаметр болта
R=125 – коэффициент запаса учитывающий изгибные нагрузки .
Завершающей задачей расчёта узла крепления является определение диаметра болтов
где усилие прижатия планок Р в Н
- допускаемое напряжение в болтах которое зависит от материала. Для болтов изготовленных из стали марки Ст3 принимают мПа. Выполнив эти расчеты полезно учесть и практические рекомендации. Обычно на эксплуатируемых кранах применяют стандартные болты М12 для крепления каната диаметром до 125 мм М16 – до 15 мм М20 до 175 мм. Поэтому если расчётный диаметр болтов получился излишне большим допускается увеличение числа болтов до Z=4 заменив одноболтовые планки двухболтовыми и за счёт этого уменьшить диаметр болтов.
1.7. Расчет толщины стенки барабана
Стенки барабана при работе испытывают напряжения от сжатия изгиба и кручения. Однако в барабанах длина которых не превышает трех диаметров напряжения от изгиба и кручения незначительны по величине и составляют только 10-15 % от напряжения сжатия. Поэтому основным расчетом стенки барабана является расчет на сжатие.
Если барабан литой то минимальную толщину его стенки предварительно рассчитывают по эмпирической формуле из технологических возможностей отливки:
мм для чугунного барабана
мм для стального барабана.
В формулы диаметр барабана Dб подставлять в мм.
Затем проверяют уровень действующих напряжений при сжатии стенки огибающим её канатом с шагом навивки t
Расчётное напряжение должно быть меньше или равно допускаемому для материала из которого изготовлен барабан. Если условие не выполнено то толщину стенки барабана увеличивают.
Допускаемые напряжения мПа (Нмм2)
Группы режимов работы механизма
1.8. Выбор крановых механизмов
Если в разделе 5.5.4 была выбрана стандартная крюковая подвеска то диаметр канатных блоков указан последней цифрой в её обозначении. Прочие же размеры блоков следует определить расчетом.
В крановых механизмах применяют литые штампованные и сварные
канатные блоки профиль ручья которых выполнен в соответствии с требованиями ОСТ 24.191.05-82. Радиус основания должен быть равен
Высота реборды блока
угол раскрытия реборд
При выполнении этих условий размеры ручья позволяют канату отклоняться из плоскости блока на угол до 6°
Блоки рекомендуется изготавливать из стали марки 35Л-2 отливкой и из стали марки 35 с применением сварки или штамповки. Для легких режимов работы допускается изготавливать блоки из чугуна не ниже марки СЧ 15. Как показывает опыт эксплуатации износ каната на стальных блоках выше чем на чугунных. Так если принять износ каната на чугунном блоке за единицу то на стальном блоке он будет равен 11. Хороший эффект по снижению износа каната достигается в биметаллических блоках или в блоках с покрытием из синтетических материалов. Алюминиевая футеровка блока снижает износ по сравнению с чугунным блоком на 20% а капроновое или полиамидное покрытие на 50%.
Диаметр канатных блоков рассчитывают по той же формуле которая приведена в разделе 5.5.5 для расчета диаметра барабана. Но учитывая что условия работы каната при огибании блока сложнее чем при навивке его на барабан целесообразно принимать диаметр блока на 10-15 % больше диаметра барабана.
1.9. Выбор электродвигателя
Максимальная статическая мощность Nст. (кВт) которую должен иметь механизм в период подъема номинального груза в установившемся движении равна
где G – вес номинального груза с крюковой подвеской и грузозахватом (при его наличии) кН;
Vгр – скорость груз подъёма мс;
- КПД механизма определяемое по формуле
- КПД полиспаста равный:
При кратности полиспаста
Для одинарного полиспаста
Для сдвоенного полиспаста
- КПД канатного блока равный 096-098;
- КПД барабана принимаемый тоже 096-098;
- КПД редуктора указываемый обычно в его технической характеристике. Для цилиндрических двухступенчатых редукторов чаще других устанавливаемых на грузоподъёмные механизмы значение находится в пределах 095-097;
- КПД открытой зубчатой передачи если она присутствует в механизме. Ориентировочно можно принимать равным 095;
Согласно полученным результатом выбираем электродвигатель с наиболее близким по значению мощности полученным в расчете. Таким образом выбираем MTH 411-8 данный электродвигатель с фазным ротором имеет следующие технические характеристики: номинальную мощность
Nн = 30 кВт и частоту вращения n = 705 обмин максимальный момент 569 Нм
= 209 Нм маховой момент ротора электродвигателя
1.10. Выбор передачи
В состав передачи грузоподъемного механизма входит стандартный редуктор и в отдельных случаях дополнительно к редуктору открытая зубчатая передача (рис. 5.1). Из стандартных редукторов применяют двухступенчатые
цилиндрические горизонтальные типов Ц2У Ц2H ЦDНD ЦDН Ц2 РК и трехступенчатый ЦЗУ ЦТНД. Конструктивной особенностью данных типов является исполнение конца тихоходного вала с зубчатым венцом полумуфты и расточкой для размещения опоры вала барабана чем достигается снижение габаритов грузоподъемного механизма.
Редукторы типа ГК имеют на тихоходном валу установленную шестерню предназначенную для работы в открытой зубчатой передаче.
Технические данные наиболее употребляемых редукторов указаны в прил. 4. Полное обозначение редуктора Ц2У-315 содержит дополнительную информацию и выглядит так: Ц2У-315Н-25-14МУ2. Эти редукторы выпускаемые Майкопским редукторным заводом имеют 15 исполнений сборки с передаточными числами от 8 до 50. Каждая буква или цифра в обозначении несет смысловую нагрузку:
Ц2У - редуктор цилиндрический двухступенчатый унифицированный;
5- межосевое расстояние в мм;
Н - зубчатые колеса с зацеплением Новикова;
- передаточное число;
М - означает что конец выходного вала оснащен зубчатой
У2 - климатическое исполнение (ГОСТ 15150-69).
Выбирают типоразмер редуктора в прил. 3 или в [10] на основании следующих параметров: расчетного эквивалентного крутящего момента на тихоходном валу Мэ передаточного числа механизма частоты вращения электродвигателя пд заданной группы режима работы механизма и фактического (по условиям компоновки) расстояния между осями грузового барабана и приводного электродвигателя.
Расчетный эквивалентный момент Мэ не должен превышать допускаемый крутящий момент Мт (прил. 4) обязательно выполнение условия
Эквивалентный крутящий момент рассчитывают по формуле
где Кд – коэффициент долговечности равный для режимных групп 1М 2М 3М-045 4М -049 5М -054 6М -068;
Мст.б – статический крутящий момент на валу барабана при подъёме номинального груза
С – число ветвей каната навиваемых на барабан одновременно; С=1 при одинарном полиспасте и С=2 при сдвоенном полиспасте.
- КПД барабан значение которого дано в разд. 5.5.9.
Передаточное число выбранного редуктора не должно отличаться от расчётного передаточного числа механизма iм более чем на
где nд и nб соответственно частота вращения валов электродвигателя и барабанов обмин
где V – скорость подъема груза в ммин
Дб – диаметр барабана в м.
Выбор редуктора производится исходя из таких физических величин как передаточное число привода. Согласно вышесказанному принимаем редуктор Ц2-350 с передаточным числом Uр = 40 и мощностью на быстроходном валу Рр = 30 кВт.
1.11. Выбор соединительных муфт
Типоразмер муфты подбирают по величине максимального момента Ммакс который она будет передавать в механизме и по значению коэффициента запаса прочности К.
Максимальный момент от внешней нагрузки на тихоходном валу грузоподъемного механизма равен
а на быстроходном валу
Коэффициент запаса прочности муфты подсчитывают по формуле
К1– коэффициент учитывающий степень ответственности передачи (табл. 5.6)
К2 – коэффициент учитывающий условия работы муфты (табл. 5.7)
К3 – коэффициент углового смещения принимаемый при выборе зубчатой муфты по табл. 5.8 а для муфт другого типа равный К3=1.
Считается что муфта выбрана правильно если при этом выполнено условие
1837195 = 257082 Нм ≤ 40000 Нм тихоходный вал
17195 = 7443 Нм ≤ 1300 Нм быстроходный вал
где Мn - паспортное значение наибольшего момента передаваемого муфтой (прил. 5)
Из полученного расчетного момента можем выбрать упругая втулочно-пальцевую муфту МУВП-7 с тормозным шкивом диаметром DТ = 400 мм и наибольшим передаваемым крутящим моментом 1300 Н·м. Маховой момент муфты = 44 Нм а так же зубчатую муфту № 9 с тормозным шкивом диаметром DТ = 400 мм и наибольшим передаваемым крутящим моментом 40000 Н·м.
Значение коэффициента К1
Коэффициент ответственности передачи
Значение коэффициента К2
Коэффициент условий работы
Значение коэффициента К3
Угол перекоса вала градус
Коэффициент углового
Подбирая для грузоподъемного механизма колодочный тормоз в первую очередь рассчитывают тормозной момент
где КТ – коэффициент запаса торможения назначаемый в зависимости от режимной группы (табл. 5.9)
МСТ.Т – статический момент сопротивления при торможении создаваемый весом номинального груза на том валу где установлен тормоз.
Если тормоз установлен на быстроходном валу как чаще всего это делается то
Типоразмер тормоза подбирают таким образом чтобы выполнялось условие
где МТ.Н – номинальный тормозной момент для соответствующей режимной группы (прил. 6)
Момент статического сопротивления на валу двигателя при торможении механизма:
где – усилие в грузоподъемном канате Н;
– число ветвей каната наматываемых на барабан;
– КПД привода от вала барабана до тормозного вала;
– передаточное число привода.
Момент создаваемый тормозом:
где – коэффициент запаса торможения 15.
Зная момент который создает тормоз можем выбирать тормоз с ближайшим тормозным моментом а именно колодочный тормоз с электромагнитным толкателем переменного тока ТКТ-300 с тормозным моментом 500 Н·м диаметром тормозного шкива DT = 300 мм.
1.13. Динамические расчеты грузоподъемного механизма
1.13.1. Проверка электродвигателя на время его разгона
Двигатель должен разгонять механизм за достаточно короткий промежуток времени иначе будет низкой производительность крана. Но и слишком быстрый разгон не желателен так как он будет сопровождаться значительными ускорениями и динамическими нагрузками приводящими к раскачиванию груза некомфортным условиям работы крановщика к снижению сроков службы элементов крана.
Оптимальным временем разгона элеклродвигателя с короткозамкнутым ротором не оборудованного системой тиристорного регулирования частоты вращения считают с. Если же механизм приводится электродвигателем с фазным ротором запуск которого осуществляется ступенчато с помощью контролёра то время разгона принимают равным:
-3 с при грузоподъёмности до 20т
-6 с при грузоподъёмности до 40т
-8 с при грузоподъёмности до 80т
-10 с при грузоподъёмности до 200т
Обычно проверяют электродвигатель на время его разгона в случае движения груза вверх так как режим опускания груза в динамическим отношении менее опасен чем другие режимы. Для упрощения расчетов принимают что разгон системы «механизм-груз» происходит под действием постоянного по величине среднепускового момента двигателя. Такой подход дает возможность рассчитывать время разгона по формуле:
где GDпр - приведённый к быстроходному валу маховой момент механизма и груза равный в свою очередь
где К=125 – коэффициент учитывающий массы вращающиеся на отдалённых от электродвигателя валах механизма;
- маховой момент ротора электродвигателя (Нм2) указанный в прил.3.
- маховой момент муфты соединяющей вал электродвигателя с редуктором (Нм2) значения которого приведены в прил. 5. При подборе электродвигателя из других источников там может быть указан не маховой момент ротора а его момент инерции Iр. Для пересчёта применяют формулу ;
G - вес поднимаемого груза вместе с грузозахватом (Н);
Vгр - заданная скорость подъёма груза (ммин);
nд – частота вращения выбранного электродвигателя (обмин);
Мизб – избыточный момент создаваемый электродвигателем и затрачиваемый на преодоление инерции покоя масс механизма и груза (Н·м)
- среднепусковой момент двигателя у электродвигателя с фазным ротором
- номинальная мощность в кВт и частота вращения выбранного электродвигателя в обмин;
- приведённый к валу электродвигателя статический момент расчёт которого указан в разд. 5.5.11.
Применяя указанные формулы можно достаточно просто рассчитать время разгона электродвигателя с короткозамкнутым ротором. Для электродвигателя с фазным ротором этот расчет является более сложным т.к. его разгон осуществляется ступенчато с более плавным выходом на номинальную частоту вращения. В этих условиях расчет tp для электродвигателя с фазным ротором не актуален и его можно не проводить.
Определив время разгона электродвигателя с короткозамкнутым ротором следует проверить не превышает ли среднее ускорение от разгона допускаемое ускорение (табл. 5.10) Среднее ускорение действующее при разгоне равно
Если условие не выполнено что возможно при излишне быстром разгоне электродвигателя то следует подобрать другой электродвигатель с уменьшенной мощностью и повторить те расчеты на которых отразится эта замена.
Грузоподъёмные механизмы
Допускаемые ускорения jД мс2
Краны предназначенные для обслуживания механосборочных
цехов складов (козловые стре-
ловые консольные мостовые)
Перегрузочные грейферные
1.13.2. Определение коэффициента пусковой перегрузки электродвигателя
Как и время разгона tp этот параметр работы электродвигателя рассчитывают только для электродвигателей с короткозамкнутым ротором. Коэффициент пусковой перегрузки φ определяют как отношение момента сопротивления на валу электродвигателя в период его разгона Мпуск к номинальному моменту электродвигателя Мн (разд. 5.5.13.1)
Расчет коэффициента пусковой перегрузки покажет что электродвигатель к механизму подобран правильно при выполнении следующего условия
- предельно допустимое значение коэффициента пусковой перегрузки указываемое обычно в справочниках по электродвигателям. Этот коэффициент можно также рассчитать по формуле
- максимальный момент который способен развить электродвигатель в переходных пусковых процессах; его значения указаны в прил.3.
В эти формулы подставляют фактическое расчётное значение tр из предыдущего раздела и паспортные величины частоты вращения и мощности выбранного электродвигателя.
1.13.3. Проверка времени торможения механизма
Продолжительность срабатывания тормоза проверяют при движении груза вниз когда силы инерции препятствуют торможению процесс в динамическом отношении оказывается более сложным чем при подъёме груза. Время торможения рассчитывают по формуле
где МТ.Н и МСТ.Т - номинальный тормозной момент выбранного тормоза и статический момент сопротивления при торможении значения которых получены в разд. 5.5.12.
Среднее замедление при торможении составляет
Оно не должно превышать допускаемое ускорение (табл. 5.10). Но если процесс торможения окажется растянутым во времени то следует заменить тормоз на другой с увеличенным тормозным моментом.
2. Расчет механизма передвижения крана и крановой тележки
Механизмы передвижения предназначены для перемещения груза в горизонтальной плоскости. По схеме исполнения они бывают двух типов: с приводными колесами или с канатной тягой. Механизм с приводными колесами широко применяется на мостовых козловых и башенных кранах а с канатной тягой - гораздо реже и преимущественно для привода грузовой тележки козлового крана или грузовой каретки башенного крана с балочной стрелой.
Механизмы с приводными колесами могут иметь центральный или раздельный привод. На большинстве грузоподъемных кранов устанавливают механизмы с раздельным приводом. Но на мостовых кранах с пролетом менее 16 м оказывается экономически целесообразным применять центральный привод соединяя его с приводными колесами длинными трансмиссионными валами.
Расчет кранового механизма передвижения независимо от схемы его исполнения включает в себя следующие этапы: определение сопротивлений передвижению и мощности приводного электродвигателя передаточного числа механизма параметров редуктора тормоза и соединительных муфт проверку запаса сцепления колес с рельсами. Расчет начинают с выбора размеров ходовых колес в качестве которых применяют цельнокатанные или штампованные стальные колеса изготовленные из стали марки 65Г. Поверхности катания крановых колес подверженные интенсивному износу дополнительно упрочняются.
По конструкции крановые колеса подразделяются на двухребордные одноребордные и безребордные. Реборды направляя движение колес по рельсам и предотвращая их сходы воспринимают на себя горизонтальные поперечные силы неизбежно возникающие в процессе передвижения крана или тележки. Скольжение реборд по рельсам увеличивает сопротивление передвижению а колеса изнашиваются и становятся непригодными к дальнейшей эксплуатации. Особенно это явление заметно в крановых колесах с цилиндрической поверхностью катания способствующей перекосам крана. Поэтому для снижения перекосных нагрузок применяют ходовые колеса с конической поверхностью катания установленные так чтобы большие основания конусов были обращены внутрь колеи подкранового пути. При таком расположении колес автоматически устраняются перекосы крана так как у колеса отставшей стороны диаметр круга катания а значит и скорость качению по рельсу увеличивается а у колеса забежавшей стороны - уменьшается.
2.1. Определение сопротивления передвижению крана и крановой тележки
Максимальное вертикальное усилие приходящееся на одно ходовое колесо крана подсчитывается по формуле:
Максимальное вертикальное усилие приходящееся на одно ходовое колесо тележки подсчитывается по формуле:
где - заданная грузоподъёмность крана т;
- масса крана или тележки т;
g - ускорение свободного падения мс2;
Z – число опорных колёс крана (тележки) ;
K1 -коэффициент неравномерности нагружения колёс принимаемый в гружёном состоянии К1=11 а в порожнем К2=09;
K2 – коэффициент перегрузки учитывающий дополнительные силы связанные с ударами при движении по неровностям пути. Ориентировочные знания этого коэффициента приведены в табл. 5.11.
Массу мостового крана рассчитывают по следующей формуле:
где L- пролёт крана в м.
Массу тележки рассчитывают по следующей формуле:
Скорость передвижения Vп мс
Ориентируясь на максимальное значение расчетного усилия Р находят основные размеры ходового колеса: его наружный диаметр по поверхности катания Дк и диаметр цапфы по посадке подшипника dn (табл. 5.12). После этого рассчитывают сопротивление передвижению крана (тележки).
Статическое сопротивление передвижению тележки или крана может включать в себя следующие составляющие
где - сопротивление от сил трения;
- сопротивление вызываемое уклоном рельсового пути;
- сопротивление от ветровой нагрузки; принимается в расчет когда грузоподъемный кран предназначен для работ на открытом воздухе.
Размеры ходовых колёс
Максимальная статистическая нагрузка Р кН
Сопротивление от сил трения для кранов или тележек оснащенных ходовыми колесами с ребордами определяют по формуле для крана:
где - приведенный коэффициент трения в подшипниках колес равный f=0015 при шариковых или роликовых подшипниках или f=01 при наличии подшипников скольжения;
- коэффициент трения качения колеса по рельсу; в конкретном случае имеет физическую размерность в мм (табл. 5.13) поэтому значения Dк и dn следует подставлять в формулы в той же размерности;
- коэффициент учитывающий дополнительные сопротивления от скольжения реборд колес по головке рельса при перекосах крана. Значение этого коэффициента зависит от многих факторов (величины кранового пролета состояния подкранового пути от того центральный или раздельный привод механизма передвижения конические или цилиндрические поверхности катания ходовых колес) и находится в пределах Кр=1125. При больших пролетах неудовлетворительном состоянии подкранового пути раздельном приводе колес с цилиндрической поверхностью катания принимают верхние значения коэффициента.
Значения коэффициента
Форма головки рельса
Диаметр ходового колеса мм
Сопротивление вызываемое уклоном рельсового пути определяют по формулам
где - продольный уклон рельсового пути принимаемый для мостовых кранов 0001 и подтележечного пути мостового крана 0002 для козловых кранов 0003 и для башенных кранов 0005.
Сопротивление создаваемое ветровой нагрузкой рассчитывают по формулам
где - площади крана груза тележки воспринимающие ветровую нагрузку в м2. Подветренную площадь крана и тележки определяют приближенно посредством соответствующих измерений их габаритных размеров на чертежах а площадь груза рассчитывают по эмпирической формуле
- распределенная ветровая нагрузка Па
- скоростной напор ветра на высоте 10 м от поверхности земли в расчетах принимают для предельно допустимого ветра рабочего состояния крана =150 Па;
- поправочный коэффициент учитывающий высоту крана. Его значения:
при высоте крана 100 м
- коэффициент учитывающий аэродинамические качества крановой конструкции. Для конструкций выполненных из труб большого диаметра с=06-08; для кабин контргрузов канатов с=12 для решетчатых ферменных конструкций из труб с=1318 из уголков для сплошностенчатых коробчатых конструкций с=14+16.
Как видно трубчатые конструкции имеют улучшенные аэродинамические качества т.е. воспринимают ветровую нагрузку в меньшей степени чем уголковые. Этим объяснятся широкое применение трубчатых конструкций в современных башенных кранах.
- коэффициент учитывающий пульсирующий характер ветровой нагрузки. Его принимают в расчетах равным
для кранов высотой до 20 м
для кранов высотой до 60 м
для кранов высотой до 200 м
Если грузоподъемный кран предназначен для работы в закрытом помещении то в расчетах составляющую Wв не учитывают.
2.2. Выбор электродвигателя соединительных муфт и редуктора
Статическая мощность электродвигателя привода механизма передвижения равна:
где сопротивление дается в кН а скорость передвижения в мс;
- КПД механизма передвижения.
Пусковая мощность электродвигателя выше статической так как необходимо преодолеть силу инерции Wин поступательно движущихся масс крана (тележки) и вращающихся масс самого механизма а также дополнительное сопротивление Wp вызываемое раскачиванием груза на гибкой подвеске.
В формулах массу крана Qкр груза Qгp крюковой подвески Qп указывают в т скорость передвижения Vn в мс время разгона механизма tp в с.
-коэффициент учитывающий инерцию вращающихся частей механизма. Его принимают равным =125.
Значение tp предварительно выбирают из диапазона с с таким расчетом чтобы величина ускорений не превышала бы допускаемые ускорения jд (табл. 5.10)
Таким образом с учетом действующих сил инерции и раскачивания груза максимальное сопротивление передвижению при трогании на открытой площадке составит
а пусковая мощность электродвигателя
Если в приводе крана (тележки) установлены несколько электродвигателей то статическую и пусковую мощность одного двигателя определяют по формулам
где Zм - число механизмов передвижения.
Таким образом для крана выбираем MTH 311-8 данный электродвигатель с фазным ротором имеет следующие технические характеристики: номинальную мощность
Nн = 14 кВт и частоту вращения n = 925 мин-1. Момент инерции ротора
= 107 Нм2 маховой момент ротора электродвигателя
Таким образом для тележки выбираем MTH 112-6 данный электродвигатель с фазным ротором имеет следующие технические характеристики: номинальную мощность
Nн = 65 кВт и частоту вращения n = 895 мин-1. Момент инерции ротора
= 261 Нм2 маховой момент ротора электродвигателя
Динамические расчеты механизма передвижения выполняют применительно к одному электродвигателю независимо от того какое число механизмов установлено на грузоподъемном кране. Фактическая пусковая перегрузка электродвигателя оценивается коэффициентом ф по формуле:
Подбирая по каталогу или в прил. 3 типоразмер электродвигателя исходят из того чтобы номинальная его мощность при заданном режиме работы несколько превышала расчетную статическую мощность а коэффициент перегрузки оставался бы ниже табличного значения коэффициента . Так как в каталогах не всегда приводится величина то необходимо знать как ее определить расчетным путем:
где Ммакс и Мн - максимальный и номинальный моменты всегда указываемые в справочниках по электродвигателям. Расчетная формула для определения Мн приведена в разд. 1.1.13.
Завершив подбор электродвигателя необходимо еще проверить подходит ли он по условиям пуска: времени разгона tp и действующим при пуске ускорениям j.
где - маховой момент механизма передвижения приведённый к быстроходному валу.
где - вес крана и груза Н
Vп - скорость передвижения крана ммин
nд - частота вращения электродвигателя обмин
Подробно с расчетом махового момента можно ознакомиться в разделе 5.5.13;
Ми - избыточный момент развиваемый электродвигателем в период разгона механизма
- средний пусковой момент расчет которого приведен в разд. 5.5.13.
- статический момент сопротивления приведенный к валу электродвигателя. Для механизма передвижения он равен:
где iм - передаточное число механизма
- диаметр и частота вращения приводного колеса
Расчет Мст.д основан на предположении что при наличии двух и более механизмов; передвижения нагрузка между ними распределена равномерно.
Подбор типоразмера редуктора проводят по методике изложенной в 5.5.10 для грузоподъемного механизма.
где nд и nб соответственно частота ходового колеса обмин
где V – скорость передвижения в ммин
Дб – диаметр ходового колеса в м.
Выбор редуктора производится исходя из такой физической величины как передаточное число привода. Согласно вышесказанному принимаем редуктор Ц2-300 Ц2-350с передаточным числом Uр =5 и мощностью на быстроходном валу при двухсменном режиме работы Рр = 65 кВт Рр = 14 кВт.
2.3. Определение тормозных моментов и выбор тормоза
Расчет механизма передвижения завершают проверкой запаса сцепления крановых колес с рельсами и определением необходимого тормозного момента. Запас сцепления приводных колёс с рельсами считают достаточным если выполнено условие :
где К - коэффициент запаса по сцеплению
Wcц - сила сцепления приводных колёс с рельсами;
Wмакс - максимальное сопротивление передвижению при трогании с места крана (тележки) рассчитанное без учета массы груза. Известно что при трогании без груза запас сцепления колес с рельсами оказывается минимальным. Поэтому в расчетных формулах для Wтр Wy Wu Wв Wр в этом случае значение Qгр не учитывают.
Сила сцепления колёс с рельсами равна
где - коэффициент сцепления колёс с рельсами принимаемый при работе на открытых площадках =012 и в закрытом помещении =02;
Gсц – сцепной вес крана (тележки)
где Zв- число ведущих колес а Z- общее число колес.
Для определения необходимого тормозного момента MТ задаются средним значением замедления крана (тележки) при их остановке jср =045 мс2. Тогда время торможения будет равно
Избыточный момент создаваемый тормозом одного механизма передвижения равен
Следовательно необходимый тормозной момент для этого механизма
где - момент сопротивления на валу электродвигателя при торможении.
Ориентируясь на полученное значение МТ подбирают для механизма стандартный тормоз (прил. 6) развиваемый тормозной момент MТН которого не ниже МТ .
Зная момент который создает тормоз можем выбирать тормоз с ближайшим тормозным моментом а именно колодочный тормоз с электромагнитным толкателем переменного тока для крана ТКТ-200 с тормозным моментом 160 Н·м диаметром тормозного шкива DT = 200 мм.
В курсовом проекте был спроектирован мостовой крюковой кран грузоподъемностью 20 т с длиной пролёта 30 м и скоростью подъёма груза 7ммин.
Проведён обзор и анализ существующих конструкций выполнена классификация грузоподъёмных машин дано описание крановых механизмов. Приводится описание спроектированной конструкции.
Выполнены расчёты механизма подъёма передвижения крана и крановой тележки а также подобраны силовые оборудования.
Проектирование крана позволило практически закрепить знания полученные в курсе «Конструкция подъёмно-транспортных машин».
Хамоев А.Д. Грузоподьемные машины. Учеб. Пособие. – М.: РГОТУПС 2008. – 67с.
Черкасов А.Н. Задание на курсовой проект с методически
ми указаниями. — М.: РГОТУПС 1999. — 23 с.
Черкасов А.Н Грузоподъемные машины: Уд. пос. из серии
Университетская библиотека. — М.: РГОТУПС 2007— 105 с.
Александров М.П. и др. Грузоподъемные машины: Учеб.
для вузов. — М.: Высшая школа 2000-552с.
Черкасов Анатолий Николаевич.
Черкасов А.Н. Грузоподъемные машины : Учебное пособие. МПС РФ; Рос. гос. откр. техн. ун-т путей сообщения.- М. : РГОТУПС 2001. - 107 с.
Томилин И. П. Новиков И.П. Краны типа ЕДК. Устройство и эксплуатация : Учебное пособие. - М. : УМК МПС России 2000. - 157 с.
Соколов С. А. Металлические конструкции подъёмно-транспортных машин: Учебное пособие.- М.: УМО по университетскому политехническому образованию. - СПб. : Политехника 2005. - 423 с
Мачульский И. И. Погрузочно-разгрузочные машины :Учебник. - М.: Желдориздат 2000. -474 с.

мех передвижения Соловьев.cdw

Балка главная Соловьев.cdw

Общий вид мостового крана Соловьев.cdw

Техническая характеристика.
Грузоподьёмность крана - 20т;
Давление ходовых колес тележки:
от собственного веса тележки 7
от веса поднимаемого груза 20т;
Режим работы крана - средний;
Скорость передвижения крана -0
Материал конструкции Ст3 по ГОСТ 380-50;

рама тележки Соловьев.cdw