Проектирование подъемно-транспортной машины

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Подъемно-транспортные машины являются важнейшим оборудованием во всех отраслях народного хозяйства, в промышленности, в строительстве и на транспорте. Правильный выбор ПТМ является решающим фактором нормальной работы и высокой продуктивности производства.

Из основных, новых конструктивных тенденций в подъемно-транспортном машиностроении, прежде всего, необходимо отметить следующие:

- Создание качественно новых ПТМ, а также широкую модернизацию существующих машин и установок

- Повышение грузоподъемности ГПМ, при одновременном значительном снижении их массы, благодаря применению новых кинематических схем, более совершенных методах расчета, а также новой прогрессивной технологии машиностроения.

- Повышение надежности работы машин и долговечности их элементов путем разработки новых конструктивных решений.

Наиболее удобным и широко распространенным методом разгрузки и погрузки грузов является мостовой кран, проект которого предлагается в данной работе.

В зависимости от назначения мостовые краны можно разделить на следующие группы: 1 Общего назначения; 2 Специального назначения; 3 Металлургические.

В зависимости от конструкции моста мостовые краны подразделяются на: однобалочные и двухбалочные.

По способу опирания на крановый путь различают мостовые краны опорного и подвесного типа.

Весь кран можно разделить на следующие основные части: мост с опорными стойками, на которых имеется механизм передвижения крана, тележка, перемещающаяся по мосту, на которой имеется механизм подъема груза.

В данном курсовом расчете рассматривается двухбалочный мостовой кран с тележкой опорного типа, перемещающаяся по двум тележечным рельсам. Его основным достоинством является то, что, перемещаясь в верхней части цеха, он не занимает полезной площади и этим весьма удобен для использования.

Данная работа состоит из двух основных частей:

- в первой производится расчет и проектирование механизма подъема груза;

- во второй - расчет механизма передвижения грузовой тележки.

1. Расчет и проектирование механизма подъема груза

Проектирование механизма подъема груза является составной частью или разделом курсового проекта по дисциплине "Подъемно-транспортные машины" и "Погрузочно-разгрузочные машины".

Исходными данными для проектирования является грузоподъемность, максимальная высота подъема, скорость подъема, группа режима работы, род тока, тип грузоподъемной машины для которой проектируется механизм, продолжительность включения электрооборудования.

Механизм подъема груза с электроприводом состоит из электродвигателя, передаточного механизма, барабана, соединительных муфт, тормоза, опорных узлов, трособлочной системы, крюковой подвески или грузозахватного органа. Особенности механизмов подъема отдельных кранов заключаются в различии типа, типоразмера и компоновки названных узлов.

Определенные этапы проектирования машин и механизмов предусмотрены стандартами. Однако на выполнение учебного курсового проекта таких стандартов нет. Поэтому, руководствуясь учебной программой, регламентирующей объем курсового проекта при расчете механизма подъема груза, рекомендуется выполнить следующие разделы.

1. Выбор схемы запасовки грузового каната.

2. Выбор схемы лебедки.

3. Выбор каната, блоков, полиспаста.

4. Выбор крюковой подвески.

5. Выбор барабана и расчет его основных параметров.

6. Выбор электродвигателя, передачи, муфт.

7. Выбор тормоза.

8. Компоновка механизма и проведение дополнительных расчетов.

1.1 Выбор схемы запасовки грузового каната

Схема запасовки грузового каната зависит от типа и конструкции крана, его грузоподъемности и назначения и существенно влияет на долговечность каната, габариты механизма подъема и крана в целом.

Выбирая схему запасовки необходимо изучить и хорошо представлять всю металлоконструкцию крана, для которого проектируется механизм, определить место установки и крепления лебедки, предварительно выбрав тип полиспаста (одинарный или сдвоенный). При этом необходимо учитывать, что у мостовых и козловых кранов, с грузовой тележкой, перемещающейся поверху, механизм подъема груза монтируется на тележке и для равномерности распределения нагрузки от веса поднимаемого груза на колеса тележки и металлоконструкцию пролетных балок рекомендуется применять сдвоенный полиспаст. Для других кранов, в зависимости от конструкции и грузоподъемности, можно брать полиспаст как сдвоенный, так и одинарный.

Выбор схемы производится на основе анализа всех возможных для данного крана схем. При этом необходимо стремиться к тому, чтобы схема была простой, имела небольшую длину каната, минимальное число перегибов и, в то же время, отвечала требованиям работоспособности, надежности, безопасности. Некоторые, наиболее распространенные схемы подвешивания приведены на рис. 1.1.

На основе проведенного анализа всех возможных для данного крана схем выбираем схему * Г *, именно она является наиболее приемлимой и отвечает необходимым требованиям работоспособности, надежности, безопасности.



Рис. 1.1 - Схемы запасовки грузовых канатов: а, б, в - с одинарным, 2-х, 3-х и 4-х кратным полиспастом; г, д, е - сдвоенным 2-х, 3-х, и 4-х кратным полиспастом

1.2 Выбор схемы лебедки

Кинематические схемы показывают взаимодействия отдельных деталей и узлов механизма в процессе работы.

Кинематическая схема дает возможность проследить работу механизма в целом, способ передачи вращения от электрического двигателя к рабочему органу, посчитать передаточное отношение редуктора и открытой передачи, определить частоту вращения рабочего органа.

Выбирая кинематическую схему, нужно стремиться к тому, чтобы она была наиболее простой, компактной и имела минимально необходимое количество элементов и в то же время отвечала существующим требованиям. Примеры кинематических схем механизмов подъема представлены на рис. 1.2.

Рис. 1.2 - Кинематические схемы механизма подъема груза

На основе анализа выбираем схему А. Она удовлетворяет все требования, предъявляемые к кинематическим схемам, являясь наиболее простой и компактной, но ее применение возможно только тогда, когда выполняется условие:

(1.1)

где D_{бар -} наибольший диаметр барабана; D_эл - наибольший габарит электродвигателя по ширине; z - расстояние между осями входного и выходного валов редуктора.

1.3 Выбор каната, блоков, полиспаста

Канаты предназначены для подъема, опускания, удерживания и перетягивания груза. Канаты бывают пеньковые, хлопчатобумажные, синтетические и стальные.

В грузоподъемных машинах в качестве гибких тяговых элементов в основном применяются стальные канаты. Для кранов, работающих в сухих помещениях, рекомендуется использовать канаты из "светлых" (не покрытых другими металлами) проволочек, а для кранов, работающих в сырых помещениях и на открытых площадках - из оцинкованных проволочек. По количеству переходов канаты бывают одинарной, двойной и тройной свивки.

В зависимости от касания проволочек по слоям их намотки в прядях бывают канаты с линейным касанием (ЛК), точечным касанием (ТК) и точечно-линейным (ТЛК). В канате типа ЛК углы навивки проволочек в различных слоях совпадают, в канатах типа ТК - не совпадают, типа ТЛК - чередуются. В грузоподъемных машинах предпочтение отдается канатам типа ЛК и ТЛК. Эти канаты более гибкие и, примерно, в 1,5-1,8 раза долговечнее.

Канаты ЛК бывают нескольких разновидностей:

ЛК-О - с одинаковым диаметром проволочек в наружном слое пряди;

ЛК-Р - с разным диаметром проволочек в наружном слое пряди;

ЛК-РО - с проволочками одинакового и разного диаметра по отдельным слоям;

ЛКЗ - канаты, между слоями проволочек которых размещены заполняющие проволочки меньшего диаметра.

В механизмах подъема рекомендуется применять стальные канаты следующих типов и конструкций: ЛК-РО 6-31, ЛК-3 6-25, ТЛК-0 6-31.



Рис. 1.3 - Устройство стальных канатов: а - канаты одинарной свивки; б - канаты двойной свивки

Типоразмер каната определяется его диаметром и выбирается по справочникам в зависимости от разрывного усилия:

S_р К S_max, (1.2)

где S_р - расчетное разрывное усилие каната;

К - наименьший коэффициент запаса прочности, регламентируемый Правилами Госгортехнадзора (по табл. 1.1 принимаем К=3);

S_max - максимальное рабочее натяжение ветви каната, навиваемой на барабан.

Максимальное натяжение S_max зависит от кратности полиспаста и для механизма подъема груза определяется по формуле:

S_max = G_гр/ i_{пол пол} а, (1.3)

где G_гр - вес поднимаемого груза;

i_пол - кратность полиспаста;

_пол - коэффициент полезного действия полиспаста;

а - число ветвей каната, навиваемых на барабан.

.

.

Таблица 1.1 - Значение коэффициента запаса прочности каната

Группа	Минимальное значение к
режима	подвижные канаты	неподвижные канаты
1 М	3,15-3,55	2,5-3,0
2 М	4,0	3,5
3 М	4,5	4,0
4 М	5,6	4,5
5 М	7,1	5,0
6 М	9,0	5,0

Таблица 1.2 - Значение кратности полиспаста

Характер навивки	тип	iпол при грузоподъемности, т
на барабан	полиспаста	до 1	26	1015	2030	4050
непосредственный	одинарный	1	2;3	3;4	46	-
	сдвоенный	2	2	2;3	3;4	4;5
через направляющие	одинарный	1;2	2;3	3;4	5;6	-
блоки	сдвоенный	-	2	2;3	3;4	-

Далее исходя из Sp по табл. 2.2. [1] выбираем канат двойной свивки типа ЛК-РО конструкции 6*36(1+7+7/7+14)+1 о.с. ГОСТ 7688-80. Он отвечает всем требованиям, предъявляемым к канатам, и соответствует рекомендациям к данному Курсовому Проекту.

.

Маркировочной группы 1862 МПа.

Блоки - элементы грузоподъемных машин, предназначенные для изменения направления гибкого органа.

Блоки бывают подвижные, ось которых перемещается в пространстве, и неподвижные, ось которых закреплена к металлоконструкции крана. По назначению блоки делятся на направляющие, уравнительные и поддерживающие.

Профиль обода канатных блоков, за исключением приводных, принимают с таким расчетом, чтобы не было излишних зазоров между стенками и канатом, но в то же время не происходило заклинивание каната. Оптимальный радиус канавки r = 0,53d_к (где d_к - диаметр каната).

Диаметр верхних блоков вычислим по формуле:

D_блd_кl, мм (1.4)

где D_бл - диаметр блока по средней линии навиваемого каната;

d_к - диаметр каната;

l - коэффициент, зависящий от выбора диаметра блока (см. табл. 1.3).

Таблица 1.3 - Коэффициент выбора диаметра блоков

Тип машины	Режим работы	Значение l
Грузоподъемные машины всех типов, за исключением стреловых лебедок и электроталей	1М,2М,3М 4М 5М 6М	16,18,20 22,4 25 28
Стреловые краны, лебедки, электротали	1М - 6М	18

.

Уравнительные блоки применяют в механизмах со сдвоенными полиспастами для выравнивания в их ветвях длин канатов и нагрузок. Эти блоки не вращаются, а лишь поворачиваются на небольшой угол, поэтому их диаметр рекомендуется принимать на 20 % меньше диаметра направляющих блоков.

Подберем по ГОСТ 24.191.05-72 ближайшее номинальное значение D_бл=320мм. По таблице 3.4. [3]

Примем блок с параметрами: D_бл.о.=284мм; h₂=18мм.

Здесь D_бл.о - диаметр блока по дну канавки, а h₂ - глубина канавки блока.

Поддерживающие блоки устанавливают на прямолинейных длинных трассах каната. Характерной особенностью блоков является малый угол охвата канатом. Диаметр поддерживающих блоков принимают в пределах (810) d_к.

Приводные блоки предназначены для передачи окружных усилий. Канавки этих блоков могут быть полукруглыми, а диаметр принимается из соотношения D_бл (6080) d_к.

Полиспастом называют совокупность подвижных и неподвижных блоков огибаемых гибким органом, предназначенную для выигрыша в силе или скорости. В зависимости от этого они делятся на силовые и скоростные.

1.4 Выбор крюковой подвески

Крюковые подвески служат для соединения грузозахватного органа с канатом.

При нескольких ветвях каната применяют более сложные крюковые подвески, которые разделяют на нормальные и укороченные с однорогим и двурогим крюком (см. [2], с. 4-5).

Укороченные подвески применяют для одинарных и сдвоенных полиспастов с четной кратностью. Кроме того, они имеют меньший размер по высоте. Типоразмер крюковой подвески выбирается по справочнику в зависимости от грузоподъемности и группы режима механизма.

По типу крюка они бывают с однорогими и двурогим крюком.

Однорогие используют при грузоподъемности до 70т. Так как заданный кран имеет грузоподъемность Q=60кН, значит принимаем однорогий крюк. По табл. П 1.1. [1]выбираем крюковую подвеску, имеющую параметры:

Типоразмер по стандарту - 2-5-336

режим работы - легкий;

диаметр каната d_К=11…14мм.

Таблица 1.4 - Параметры крюковой подвески

D	d	d1	d2	d3	B	B1	B2	B3	B4	H	H1	H2	L1	L	Масса, кг	Грузоподъемность, т
336	55	100	М 42	55	170	118	8	56		766	143	320	440	110	61,3	5

Рис 1.4 - Крюковая подвеска

Условие = - выполняется и режим работы крюковой подвески соответствует режиму работы механизма. Легкому режиму работы соответствует группа режима работы 5М. Данная крюковая подвеска удовлетворяет требования по грузоподъемности и по режиму работы.

1.5 Выбор типа и расчет основных параметров барабана

Барабаны - это элементы грузоподъемных машин служащие для наматывания гибкого органа и преобразования вращательного движения привода в поступательное движение груза.

В механизмах подъема используются цилиндрические барабаны с канавками имеющие правое и левое направление нарезки и шаг не менее 1,1 диаметра каната. Канат наматывающейся на барабан, укладывается в канавках глубиной не менее 0,5 d_k, образуя витки, которые располагаются на определенном расстояние друг от друга. Все витки каната, намотанного на барабан, имеют одинаковый диаметр, что при постоянной угловой скорости барабана позволяет получить постоянную скорость навивки.

Между участками барабана с канавками размещается гладкая не нарезная часть. Закрепление концов каната в большинстве случаев производится по краям барабана. При этом ветви каната, спускающегося с барабана, подводится к наружным блокам крюковой подвески, и при наматывании каната на барабан происходит его навивка от краев к середине.

Барабаны изготавливаются литыми, сварнолитыми или сварно-вальцованными. Крепление концов каната производится с помощью накладок

Минимальный диаметр барабана, измеряемый по средней линии навитого каната D_бар, можно принимать на 15 % меньше диаметра блока:

D_бар=0,85D_бл, (1.5)

Диаметр блока определяется по формуле 1.6.

Приняв D_бар следует найти диаметр барабана по дну канавок:

D^о_бар=D_бар-d_к, (1.6)

Рис. 1.5 - Крепление каната на барабане

Полученное значение D^о_бар следует округлить в большую сторону до стандартного значения, а затем установить окончательный размер D_бар, прибавив к выбранному стандартному значению D^о_бар диаметр каната.

Минимальная длина барабана для сдвоеного полиспаста, при навивке каната в один слой, определится по формуле:

L_б=2L_н+2L_к+L_о+2L_п (1.7)

где L_н - длина участка барабана для навивки каната в один слой с учетом участка для крепления каната и для неприкосновенных витков);

L_к - ширина реборды или гладкого ненарезанного участка;

L_о - длина среднего ненарезанного участка,

L_п- длина участка для крепления каната прижимными манками

, (1.8)

где Н - высота подъема груза;

i_пол - кратность полиспаста;

D_бар - диаметр барабана;

z_н - количество неприкосновенных витков каната (z_н = 35);

t_н - шаг навивки каната (у гладких барабанов t_н = d_к, у барабанов с нарезанной канавкой - шаг нарезки).

Рис. 1.6 - Расчетная схема для определения длины барабана: а - при навивке одной ветви каната; б - при навивке двух ветвей каната

Толщину реборды или длину ненарезного участка L_к, можно определить по формуле:

L_к= 1.5*t_н

Подставив данные в формулы, получим:

D_бар=0.85*320=272 мм.

D⁰_бар=272-13,5 =258,5 мм.

Полученное значение округлим до стандартного D⁰_бар=320 мм.

Тогда D_бар=320+13,5=333,5 мм.

.

Примем L_k=22,27мм; L₀=56мм. Следовательно,

L_б=2*373,62+2*22,27+56+2*44,55=936,9 мм.

Кроме диаметра и длины барабана при расчете механизма подъема груза, в объеме курсового проекта необходимо рассчитать диаметр оси барабана и подобрать подшипники для его опор.

Расчет оси барабана сводится к определению диаметра ступицы d_с из условия работы оси на изгиб в симметричном цикле. Напряжение изгиба должно быть не более:

= М_и / W [_-1], (1.11.)

где М_и - изгибающий момент в расчетном сечении;

W - момент сопротивления расчетного сечения при изгибе;

[_-1]- допускаемое напряжение при симметричном цикле.

Допускаемое напряжение можно определить по упрощенной формуле:

[_-1]= _-1 / к_о [n], (1.12.)

где _-1 - предел выносливости материала оси, для стали 45 _-1 = 257 мПа;

к_о - коэффициент, учитывающий конструкцию детали (для валов, осей и цапф к_о = 2,0...2,8);

[n] - допускаемый коэффициент запаса прочности (для групп режимов работ 1М, 2М, 3М - 1,4; 4М - 1,6; 5М - 1,7).

[_-1]=257/2*1,7=75,6 Мпа.

Затем составляется компоновка и расчетная схема барабана (см. пример на рис. 1.7), определяются реакции опор R₁ и R₂ и изгибающие моменты под ступицами.

Диаметр ступицы d_с находим по формуле:

d_с = (1.13)

Для предварительных расчетов значение l₁, l₂ и l_с можно принять 120 мм, 200 мм, (1,0... 1,5) d_с соответственно.

В качестве опор барабана будем использовать подшипники качения.

Рис. 1.7 - Расчетная схема для определения изгибающих моментов оси барабана

,

.

Р ₁=15000*(2*373,62+22,27)/(2*373,62+22,27-120)=17771Н=17,77 кН.

Р ₂ =15000*(2*373,62-2*120+22,27)/

(2*373,62+22,27-120)=12228,68Н=12,23 кН.

.

d_с =.

Из существующих типов подшипников для опор барабана целесообразно использовать шариковые, двухрядные, сферические подшипники. Эти подшипники допускают некоторый перекос между осями внутреннего и наружного колец, что существенно облегчает монтаж барабана.

Типоразмер подшипников по внутреннему диаметру, который должен соответствовать диаметру посадочной поверхности оси:

d_п^вн = d_с - 5мм (1.14)

где d_п^вн - внутренний диаметр подшипника

d_с - диаметр ступицы вала.

d_п^вн = 105,76-5=100,76 мм.

Принимаем диаметр вала под подшипник 70мм.

Частота вращения барабана определим по формуле:

(1.15)

где V_гр - скорость подъема груза, м/мин;

i_пол - кратность полиспаста;

D_бар - диаметр барабана по средней линии навитого каната в наружном слое.

.

1.6 Выбор электродвигателя, передачи, муфт

Выбор электродвигателя. Производится в зависимости от рода тока и номинального напряжения, номинальной мощности и частоты вращения, вида естественной характеристики двигателя и его конструктивного исполнения.

Двигатели постоянного тока более удобны для использования в грузоподъемных машинах, так как они способны создавать больший переходной момент, позволяют осуществлять регулирование частоты вращения в широких пределах и могут использоваться при большей частоте вращения. Однако эти двигатели имеют большую стоимость по сравнению с двигателями переменного тока, менее надежны и требуют применения специальных выпрямителей, преобразующих ток промышленной частоты в постоянный. Поэтому в отечественном краностроении существует тенденция к преимущественному применению двигателей переменного тока.

1.6.1 Статическая мощность

Определяем максимальную статическую мощность по формуле:

где G - вес номинального груза и крюковой подвески, кН;

V - скорость подъема груза, м/с;

- к. п. д. механизма, в предварительных расчетах можно принять = 0,80...0,85.

(1.16)

Номинальная мощность двигателя N_дв может быть принята на 20-30 % меньшей максимальной статической мощности, т. е.

N_дв = (0,7...0,8) N_ст.max. (1.17)

Это обусловлено тем, что эквивалентная мощность, развиваемая двигателем при работе с грузами разного веса и зависящая от использования механизма по грузоподъемности, всегда меньше N_ст.max. При работе с грузами номинального веса крановые двигатели обладают необходимой перегрузочной способностью, достаточной, чтобы выдержать кратковременную перегрузку:

.

Далее выбираем по таблице 2.1.18 [1]двигатель МТН 411-6 с фазным ротором на лапах. Его параметры приводятся в таблице 1.5.

Рис. 1.8. Крановый электродвигатель МТН 411-6 с фазным ротором на лапах.

1.6.2 Выбор передачи

В качестве передачи в механизме подъема груза используется открытая зубчатая передача, стандартные цилиндрические или червячные редукторы, или комбинация из стандартного редуктора и открытой передачи.

В механизмах подъема груза применяются двух- или трехступенчатые редукторы Ц 2У, Ц 2Н, Ц 3У или ГК. Конструктивной особенностью данных типов редукторов (за исключением ГК) является возможность исполнения конца тихоходного вала с зубчатым венцом для муфты и расточкой для размещения подшипника оси барабана.

На основе анализа выше приведенных типов редукторов выбираем редуктор Ц 2 с зубчатым венцом на тихоходном валу.

Типоразмер редуктора подбирается по требуемому передаточному числу и передаваемой мощности.

Требуемое передаточное число определяется из выражения:

U_ред = n_дв / n_бар, (1.18)

где n_дв - число оборотов выбранного двигателя;

n_{бар -} число оборотов барабана.

.

Допустимая мощность для выбранного редуктора на быстроходном валу должна быть не менее номинальной мощности двигателя .

По табл.9.1 [3] выбираем цилиндрический двухступенчатый редуктор Ц 2-500 с параметрами:

Т_р.н.=12587 Нм - номинальный крутящий момент на быстроходном валу редуктора;

- передаточное число редуктора;

а_w=500 мм - межосевое расстояние быстроходного и тихоходного волов редуктора;

d_{вых.быстр.}=60 мм - диаметр выходного конца быстроходного вала редуктора;

d_{вых.тихоход.}=110 мм - диаметр выходного конца тихоходного вала редуктора;

m_ред.=505 кг - масса редуктора без масла

- КПД редуктора.

Фактическая скорость подъема груза вычисляется по формуле:

(1.19)

где n_дв - число оборотов двигателя;

D_бар - диаметр барабана по средней линии навивки каната;

U_ред - передаточное число редуктора;

i_пол - кратность полиспаста.

.

1.6.3 Выбор муфт

В агрегатированных системах для соединения валов электродвигателей с быстроходными валами редукторов и их тихоходных валов с барабанами, ходовыми колесами и другими сборочными единицами используют различные муфты. В таких соединениях муфты должны обеспечить не только передачу заданного крутящего момента, но и иметь возможность компенсировать различного рода смещения геометрических осей соединяемых валов.

Для соединения валов электродвигателей с быстроходными валами редукторов часто применяют упругие муфты, способные смягчить удары и гасить крутильные колебания. Упругие втулочно-пальцевые муфты состоят из двух фланцевых полумуфт, соединенных стальными пальцами с резиновыми втулками или набором резиновых колец (рис. 1.10).

Для данного типа крана на быстроходном валу целесообразно выбрать муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП-14, имеющую параметры:

Т_м.н.=13кНм;

m=80 кг.

Выбранная муфта на быстроходном валу соответствует всем параметрам проектируемого механизма

Рис 1.10 - Муфта упругая втулочно-пальцевая МУВП-14

На тихоходном валу целесообразно принять встроенную зубчатую одиночную муфту, имеющую параметры:

Т_м.н.=6.5кНм;

m=57 кг.

Выбранная муфта на тихоходном валу соответствует всем параметрам проектируемого механизма.

1.7 Выбор тормоза

Наибольшее распространение в современных грузоподъемных машинах получили нормально замкнутые двухколодочные тормоза типа ТКТ с электромагнитным приводом и ТТ или ТКГ с электрогидравлическим приводом (см. рис. 11.). Сравнивая эти тормоза необходимо отметить, что при простоте конструкции и высокой надежности тормоза ТКТ обладают существенным недостатком - резким приложением тормозного момента вследствие мгновенного выключения электромагнита. Это отрицательно влияет на работу исполнительного механизма. Поэтому такие тормоза обычно применяют при небольших тормозных моментах, например, в механизмах передвижения грузовых тележек мостовых кранов.

Рис. 1.12 - Двухколодочные тормоза: а - с электрогидравлическим приводом; б - с электромагнитным приводом; 1 - основание; 2 - вертикальные рычаги; 3 - колодки; 4 - рабочая пружина; 5 - шток; 6 - привод; 7 - трехплечевой рычаг

Принимаем двухколодочный тормоз с электротолкателями ТГК.

Типоразмер тормоза выбирают по каталогу (см. [2], стр. 13-14) в зависимости от расчетного тормозного момента.

Т_тк Т_тр, (1.20)

где Т_тк - каталожное значение тормозного момента;

Т_тр - расчетный крутящий момент на валу тормоза, определяемый по формуле.

Т_тр = К_т Т_ст, (1.21)

где К_т - коэффициент запаса торможения, принимается для группы режима 2М - 1,5;

Т_ст - статический крутящий момент при торможении, создаваемый весом номинального груза на валу, на котором устанавливается тормоз, определяемый из выражения:

(1.22.)

где G - вес номинального груза, Н;

D_бар - диаметр барабана по средней линии навивки каната, м;

_max - к.п.д. механизма, подсчитанный по максимальным значениям к.п.д. отдельных участков кинематической схемы,

_max = _{пол бл ред};

U_max - передаточное число механизма,

U_max = U_ред i_пол.

.

Принимаем тормоз ТКГ-300 с параметрами:

Т_кр.=1000 Нм;

m=48.5 кг;

наружный диаметр тормозного шкива D _тш=400 мм.

ширина обода B=185 мм.

максимально допускаемый диаметр расточки:

d_{раст.макс}=21 мм.

Форма расточки под вал - цилиндрическая.

1.8 Компановка механизма

.

.

.

Условие по применению данной схемы выполняется (полусумма наибольшего диаметра барабана и наибольшего габарита электродвигателя меньше чем расстояние между осями валов редуктора).

2. Расчет и проектирование механизма передвижения грузовой тележки козлового крана

Общие сведения о грузовых тележках. Грузовые тележки служат для перемещения подвешенного груза вдоль моста и делятся на подвесные и опорные. Подвесные могут быть монорельсовые, перемещающиеся по одному рельсу, и двухрельсовые. В зависимости от размещения привода механизма передвижения и подъема груза, различают тележки самоходные и с канатной тягой. Последние выполняются со стационарным расположением механизма подъема груза на мосту, или с установкой его непосредственно на грузовую тележку. механизм подъем кран тележка

Грузовые тележки с канатным приводом применяют преимущественно для кранов с группой режимов 1М...4М. Достоинством их является малая подвижная нагрузка (1,07...1,1 номинального груза) на металлоконструкцию. Однако недостатками такого привода являются неудобство в обслуживании, провисание тягового каната, сложность точной посадки груза, продольное колебание тележки при ее остановке.

Поэтому в современных кранах предпочтение отдается самоходным тележкам.

При проектировании механизма передвижения грузовой тележки необходимо изучить устройство и особенности конструкций существующих тележек, проанализировать возможность и рациональность применения той или иной конструкции для заданного крана и выбрать окончательный вариант.

Расчет привода самоходных грузовых тележек.

Расчет привода самоходных грузовых тележек проводим в следующей последовательности.

1. Выбор кинематической схемы механизма.

2. Выбор колес и колесных установок.

3. Определение сопротивления передвижению тележки.

4. Выбор электродвигателя, передачи, муфт.

5. Выбор тормоза.

6. Компоновка механизма и проведение дополнительных расчетов.

2.1 Выбор кинематической схемы механизма

Механизм передвижения грузовых тележек посредством привода ходовых колес может быть центральным и раздельным. Предпочтение отдается центральному приводу с тихоходным трансмиссионным валом. Некоторые разновидности привода представлены на рисунке 2.1.

Рис. 2.1 - Схемы механизмов передвижения крановых тележек: а - с консольным приводом; б - с центральным приводом

Механизм передвижения состоит из электродвигателя 1, который через муфту 2 соединяется с редуктором 3. При консольном расположении редуктора шлицевой вал 6 (см. рис. 3.1. а) ходового колеса 4 входит внутрь полого выходного вала редуктора. При центральном расположении редуктора (см. рис. 2.1. б) выходные концы редуктора через муфты 5 и валы-вставки 7 соединены с ходовыми колесами 4. Ходовые колеса для удобства сборки и разборки монтируются в съемных буксах.

В рассматриваемом курсовом проекте на основании анализа выбираем схему *а*, т.е. схему с консольным приводом. Её достоинством является удобство монтажа редуктора.

2.2 Выбор колес и колесных установок

Число ходовых колес тележек зависит от грузоподъемности крана. При грузоподъемности до 160 кН предварительно можно принять четыре колеса.

Типоразмер колес определяется их диаметром, который выбирается по табл. 2.1 [2]в зависимости от максимальной статической нагрузки, приходящейся на одно колесо.

P_{ст max} [P_{k max}], (2.1.)

где Р_{ст mах} - максимальная статическая нагрузка на одно колесо; [P_{k max}]- допускаемая нагрузка на одно колесо.

(2.2)

где К_н - коэффициент неравномерности (К_н =1,1),

G_гр - грузоподъемность крана (G_гр=40кН);

G_т - вес тележки (табл. 2.2., G_т=19,6кН);

G_под - вес грузозахватной подвески(G_под=0,63кН);

n_кол - количество ходовых колес(n_кол=4).

.

Колесные установки выбирают в зависимости от диаметра ходового колеса. При группах режима работы 4М...6М рекомендуется применять только унифицированные колесные установки со сферическими роликоподшипниками. Различают два типа двухребордных колесных установок: К 2РП - с приводным колесом; К 2РН - с неприводным колесом.

Основываясь на значении Р_стат=17кН, по таблице 2.11 [1], принимаем приводную колесную установку К 2РП-200 1-го исполнения(один конец вала со шпонкой) и не приводную К 2РН-200 с параметрами:

D=200мм; d=40мм; В=50 мм; m_{с. у.пр.}=38,14кг; m_{с. у.непр.}=36,3кг.

d_ц=(0,2…0,25) D=40…50 мм. Принимаем d_ц=50мм.

Форма катания поверхности - цилиндрическая. Тип подшипника принимаем роликовый радиальный сферический двурядный с симметричными роликами.

Типоразмер рельса выбираем по табл. 2.4. [2].

Принимаем рельсы типа Р 24 ГОСТ 6368-82.

2.3 Определение сопротивления передвижению тележки

Полное сопротивление передвижению тележки W (кН) в период разгона. приведенное к ободу колеса, может включать в себя следующие сопротивления:

w = w_тр + W_y + W_в + w_ин + W_гиб, (2.3)

где w_тр-сопротивление, создаваемое силами трения; W_у - сопротивление, создаваемое уклоном подтележечного или подкранового пути; W_в -сопротивление, создаваемое ветром, если тележка (кран) работает на открытом воздухе; w_ин - сопротивление, создаваемое инерцией вращающихся и поступательно движущихся масс тележки или крана; W_гиб -сопротивление, создаваемое раскачиванием груза на гибкой подвеске.

Для тележек, имеющих ходовые колеса с ребордами W_тр (кН) определяют по формуле:

, (2.4)

где - коэффициент трения качения колеса по рельсу (табл.2.6. [2]. принимаем µ=0,4);

f - приведенный коэффициент трения скольжения в подшипниках колес(табл.2.7. [2], принимаем f=0,015);

k_доп - коэффициент дополнительных сопротивлений, определяемых в основном трением реборд о головку рельса и трением элементов токосъемного устройства(принимаем 2);

G_т, G_гр - соответственно вес тележки и номинального груза, кН;

D - диаметр колеса, мм;

d_ц - диаметр цапфы вала (оси) колеса, мм.

.

Сопротивление W_У, создаваемое допустимым уклоном определяется по формуле:

(2.5)

где б - допустимый уклон рельсового пути (б=0,002)

.

Сопротивление, создаваемое ветром W_в (кН), определяется для кранов, работающих на открытом воздухе по формуле:

W_в = P_в F K_д K_р, (2.6.)

где Р_в - удельное давление ветра рабочего состояния, для Дальневосточного региона принимается равным 0,25 кН/м ²;

F - площадь подветренной стороны (2м ²);

К_д - коэффициент, учитывающий порывы ветра (К_д=1,11,3);

К_р - коэффициент решетчатости конструкции (К_р=0,31).

W_в =0,25*2*1,2*0,5=0,3кН.

Сопротивление, создаваемое силами инерции W_ин (кН) определяют по формуле:

W_ин = m_пост а, (2.7.)

где - коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся частей механизма (при скорости передвижения меньше 1 м/с можно принимать = 1,25;

m_п - масса поступательно движущегося объекта (крана), т; m_п=m_Т-m_П; m_п=1,96-.63=1,33 т.

а - ускорение при разгоне, м/с ², приведенное в таблице 2.9 [2].

(а=0,15м ²/с)

W_ин =1,25*1,33*0,15=0,24 кН.

Сопротивление, создаваемое раскачиванием груза на гибкой подвеске (канате) W_гиб можно определить из следующих выражений:

W_гиб = (m_гр + m_п) а, (2.8.)

где m_гр, m_п - массы груза и подвески, т.;

а - ускорение при разгоне, м/с ².

W_гиб =(4+1,33)*0,15=0,79 кН.

W=0.83+0,1+0,3+0,24+0.79=2.26 кН.

2.4 Выбор двигателя, передачи, муфт

Выбор типа двигателя производится аналогично тому как это рекомендовано для механизма подъема груза (см. раздел 1).

Необходимая мощность двигателя определяется по формуле:

(2.9)

где W - суммарное сопротивление передвижению тележки; V_кр - скорость передвижения тележки; _пр - к.п.д. механизма, в предварительных расчетах можно принять _пр = 0,8...0,85; _n.ср - кратность среднепускового момента двигателя по отношению к номинальному (табл. 2.10 [2], примем _n.ср=2)).

.

Выбирая тип электродвигателя, необходимо учитывать следующие условия.

Первое - относительная продолжительность включения двигателя должна соответствовать относительной продолжительности включения механизма (ПВ=25 %).

Второе - номинальная мощность двигателя должна быть равна или несколько больше значения мощности, вычисленного по формуле (2.9.): N_дв N - для центрального привода.

Принимаем асинхронный двигатель серии MTF 011-6 с фазным ротором.

Параметры двигателя серии MTF 011-6:

N_ДВ.=0,9 кВт; n_ДВ.=935об/мин; М_МАХ=35Нм; m=51кг.

Электродвигатель серии MTF 011-6 с фазным ротором.

Передачу для механизма передвижения крана выбирают исходя из кинематической схемы механизма. В качестве передачи можно использовать любые редукторы - цилиндрические, червячные, вертикальные, планетарные и т. д. При этом нужно четко представлять схему монтажа механизма на металлоконструкции крана, особенности редукторов.

Типоразмер редуктора подбирают по передаточному числу и передаваемой мощности или крутящему моменту. Требуемое передаточное число находится по формуле:

U_ред = n_дв / n_{ход.кол}, (2.10)

где n_дв - число оборотов двигателя; n_{ход.кол} - число оборотов ходового колеса.

n_{ход.кол} = V_кр / D, (2.11.)

где V_кр - скорость передвижения тележки; D - диаметр ходового колеса тележки.

.

.

Принимаем редуктор цилиндрический вертикального исполнения типа ВКУ- 610М.

Параметры: межосевое расстояние а=600мм;

U=14;

N=8,4 кВт.

крутящий момент на тихоходном валу: М_т/х=6000кН;

диаметр конца быстроходного вала d_б/х=40мм;

диаметр конца тихоходного вала d_т/х=80мм;

m=450кг.

Определим фактическую скорость передвижения тележки:

(2.12)

Проектирование открытой зубчатой передачи в объеме данного курсового проекта включает определение передаточного числа U_о.п., модуля зубьев m, числа зубьев шестерни и колеса z₁ и z₂ и межосевого расстояния а.

Требуемое передаточное число открытой передачи определяется по формуле:

(2.13)

.

Окончательное передаточное число открытой передачи рекомендуется назначать из стандартного ряда по ГОСТ 2185-68: 2.0; (2.24); 2.5; (2.8); 3.15; (3.55); 4.0; (4.5); 5; (5.6), поэтому выбираем .

Число зубьев z₁ предварительно можно принять равным минимальному, получаемому при нарезании зубьев без смещения исходного контура (z₁=17), или несколько большим данного значения. Диаметр начальной окружности колеса d_н.к конструктивно можно принять равным диаметру ходового колеса.

Количество зубьев колеса определяется по формуле:

z₂ = U_о.п. z₁. (2.14.)

Модуль зацепления зубьев передачи определяется следующим образом:

m = d_н.к / z₂, (2.15)

Получаемое значение модуля следует округлить до ближайшего значения из стандартного ряда по ГОСТ 9563-60: 5,0; (5,5); 6,0; (7,0); 8,0; (9,0); 10,0; (11,0); 12,0; (14,0); 18,0. Значения, стоящие в скобках, предпочтительнее. После округления модуля необходимо уточнить величины наружных диаметров колеса и шестерни и определить межосевое расстояние а. Принимаем m=7.

Выбор соединительных муфт производится аналогично расчету механизма подъема груза.

Принимаем муфту зубчатую 2-400-60-2-100-242 ГОСТ 5006-83 с параметрами:

Т_м.н.=0,4 кНм;

m=15,2 кг.

2.5 Выбор тормоза

Для механизмов передвижения на рельсовом ходу определение тормозного момента ведется по условию исключения скольжения приводных колес по рельсам в период торможения. Для этого рассматривается случай, когда сцепной вес тележки наименьший, т. е. когда кран без груза, а реборды ходовых колес не трутся о головки рельсов, движение под уклон.

Типоразмер тормоза подбирается по расчетному тормозному моменту:

Т_т.р [Т_к], (2.16)

где Т_т.р - расчетный тормозной момент;

[Т_к] - каталожное значение тормозного момента.

Т_т.р = Т_{т.р мех} / z_т, (2.17)

где Т_{т.р мех} - расчетный тормозной момент механизма передвижения;

z_т - число тормозов в механизме.

Расчетный тормозной момент механизма при работе крана в закрытом помещении определится по формуле

Т_{т.р мех} = Т_{у о} + Т_{ин о -} Т_{тр о}, (2.18)

где Т_{у о}, Т_{ин о}, Т_{тр о} - моменты (Нм), создаваемые соответственно уклоном, инерцией и силами трения, приведенные к валу, на котором установлен тормоз,

, (2.19)

где r_к - радиус ходового колеса, м; - к. п. д. механизма на участке кинематической цепи "приводное колесо - тормоз"; W_у, W_ин, W_тр - сопротивление, передаваемое крану без груза, создаваемое соответственно уклоном, инерцией и трением, Н; U_мех - передаточное число механизма.

, (2.20)

где - допустимый уклон рельсового пути ( 0,001); G_тел. - вес тележки; - коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся масс ( 1,25 - при скорости передвижения меньше 1 м/с); m_тел - тележки, т; а - ускорение при разгоне (а = 0,51,0 [a]), значение [a]выбирается из табл. 2.9 [2]; - коэффициент трения качения колеса по рельсу (см. табл. 2.6 [2]); f - коэффициент трения скольжения в подшипниках колес (см. табл. 2.7); d_ц - диаметр цапфы вала (оси) колеса, мм; К_трол - коэффициент, учитывающий сопротивления движению тележки при троллейном токоподводе (К_трол = 1,25).

Расчетный тормозной момент механизма при работе на открытом воздухе определяют по формуле:

Т_{тр мех} = К_зап (Т_{у о} + Т_{в о -} Т_{тр о}), (2.21)

где К_{зап -} коэффициент запаса торможения (К_зап = 1,2);

Т_{в о} - момент создаваемый ветром:

(2.22)

где W_в - сопротивление, создаваемое ветром и передаваемое крану без груза (см. формулу 2.16). Для нашего случая сопротивление, создаваемое ветром можно не учитывать, т.к. площадь подветренной стороны тележки сравнительно мала.

.

Принимаем двухколодочный тормоз типа ТТ с электрогидротолкателем, имеющий следующие параметры: M_т=1600Нм; m=119кг; отход колодки - 1,8мм; типоразмер электрогидротолкателя - ТГМ-80; ход 50мм; усилие 800 Н.

Заключение

В ходе выполнения данного курсового проекта мы изучили и разобрались с конструкцией и особенностями мостового крана.

Рассчитали основные механизмы мостового крана и подобрали агрегаты из условий минимальной массы и габаритов, но обеспечивающие прочность и надежность крана.

Размещено на Allbest.ru

...