Кран козловой

Размещено на http://www.allbest.ru/

РОССИЙСКАЯ ОТКРЫТАЯ АКАДЕМИЯ ТРАНСПОРТА

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

По дисциплине

«Грузоподъемные машины и оборудование»

Москва 2015г.



Техническое задание

Спроектировать козловой кран со следующими характеристиками:

1. Грузоподъёмность………………………………………………..6т.

2. Пролет крана……………………………………………………….18м.

3. Высота подъёма груза……………………………………….10м.

4. Скорость подъёма……………………………………………18м/мин.

5. Скорость перемещения крана ………………………….50м/мин.

6. Группа режима работы…………………………………….4М.

Разработать чертеж общего вида крана (1лист), спроектировать механизм подъёма груза (1лист) и механизм передвижения крана (1лист).



Введение

Грузоподъёмные машины являются составной частью почти каждого производства и играет большую роль в механизации погрузочно-разгрузочных работ.

Правильный выбор грузоподъёмного оборудования является основным фактором нормальной работы и высокой эффективности производства.

Нельзя обеспечить устойчивый ритм производства на современной ступени его интенсификации без согласованной безотказной работы современных средств механизации внутри цехового межцехового транспортирования сырья, полуфабрикатов и готовой продукции на всех стадиях обработки и складирования.

Перевозочный процесс сопровождается погрузочно-разгрузочными операциями погрузкой грузов в транспортные средства и выгрузкой из них, перегрузкой с одного вида транспорта на другой, внутри складскими операциями.

Краткое описание конструкции.

Кран состоит из двух пролётных балок, соединённых с концевыми. Балки коробчатого сечения выполнены из двух вертикальных стенок, верхнего и нижнего горизонтального поясов. На верхнем поясе пролётной балки закреплён подтележечный рельс, на концах которого установлены упоры для ограничения прямоугольной формы сечения и устойчивости вертикальных стенок внутри пролётной балки привариваются большие диафрагмы для более равномерной передачи нагрузки от подтележечного рельса на вертикальные стенки. На боковых стенках пролётных балок предусмотрены площадки с перилами для обслуживания грузовой тележки и механизмов передвижения крана, а также для размещения жёстких троллей (стойки с угловым прокатом).

Механизмы передвижения выполнены по различным схемам: с центральным приводом от одного двигателя, с тормозом и редуктором на два колеса, с раздельным приводом на каждое колесо, а также с фланцевым двигателем и навесным редуктором.

Грузовая тележка состоит из рамы, на которой из унифицированных узлов собраны механизмы подъёма груза и передвижения тележки. Рама выполнена из опирающихся на ходовые колёса двух продольных балок, соединённых поперечными балками и покрытых листом настила. На тележке предусмотрены ограничители высоты подъема крюковой обоймы.



1. Расчет грузоподъёмного механизма

1.1 Выбор и расчет полиспаста

При выборе полиспаста определяющими параметрами являются грузоподъемность Q и максимальное усилие, которое возникает в грузовом канате при подъеме груза .

Согласно таблице в козловыхкранах грузоподъемностью5???<10т, применяются сдвоенные полиспасты т=2, с кратностью а=2.

Условием выбора полиспаста является соотношение

?O (1)

Усилие в канате определяется по формуле:

=,

Где G - вес поднимаемого груза, включаявес грузозахватного устройства.

g=9,81м/-ускорение свободного падения

m=2-число полиспастов

=0,98-КПД канатных блоков

Таким образом получаем

=

Рекомендуемое значение усилия =30кН-табл.5.2 (1).

Поэтому, поскольку полученное значение усилия (25,8кН)меньше рекомендуемого (30кН)-полиспаст выбран верно(см.кинематическую схему полиспаста).



1.2 Выбор грузового каната

кран муфта электродвигатель тормоз

На грузоподъемных машинах применяют главным образом, стальные проволочные канаты.

При выборе каната должно соблюдаться следующее условие:

·К<P

Где К=7(таб.5.3.(1))-коэффициент запаса прочности

Р- разрывное усилие каната.

Получаем·К=15,48·7=108,36кН

Выбираем канат ЛК-Р6·19(1+6+6/6)+1о.с.,ГОСТ 2688-80 =13мм,

Р=119кН(группа1764мПа) (2)

Kанат выбран верно.

1.3 Выбор крюковой подвески

Крюковая подвеска выбирается с таким расчетом, чтобы она соответствовала принятой схеме и кратности полиспаста грузоподъемности и режиму работы.

По приложению2(1) выбираем крюковую подвеску 2-5-406 с расстоянием между наружными блоками В=56мм, 2-число канатных блоков, 5-расчетная грузоподъемность, т406-диаметр каждого блока, мм.

1.4 Определение основных размеров грузового барабана

Основными параметрами барабана является - диаметр и длина. Для сдвоенного полиспаста применим барабан однослойной навивки с обязательной винтовой нарезкой поверхности. Нарезные канавки упорядочивают укладку винтов каната, увеличивают площадь контакта каната с барабаном и устраняют трение между витками. Так как на барабан поступают одновременно две ветви каната, то на его поверхности устраиваются два нарезных участка. С направлением нарезки от периферии к центру. Размер канавки:

1.шаг t=1,1·=1,1·13=14,3мм

2.глубина h=0,3·=0,3·13=3,9мм

3.радиус донышка R=0,54·=0,54·13=7,02мм

1.4.1 Расчет диаметра барабана

Диаметр барабана, допускаемый правилами Ростехнадзора, определяется по формуле:

?·?

Где ?-коэффициент, расчетная величина которого зависит от типа подъемного устройства, привода механизма и режима работы.

По таб.5.4(1) определяем ?=30, тогда

=30·12=360мм

Округляем до ближайшего большего стандартного значения,=400мм.

1.4.2 Расчет длины барабана

Длина барабана рассчитывается по формуле:

=2·++2·,

где-длина одного наезного участка

-длина гладкого среднего участка

-длина гладкого нарезного участка

=t·(++)

Где t=14,3мм-шаг нарезки

=1,5-число неприкосновенных витков, которые должны оставаться.

На барабане после опускания груза

=3…4-число витков, используемых для крепления концов каната к

барабану (принимаем =4)

-число рабочих витков, навиваемых на один нарезной участок.

===19,53

где-рабочая длина каната, навиваемая на один нарезной участок

H=14м-заданная высота подъёма

a=2-кратность полиспаста

таким образом получаем:

=14,3·(15,92+1,5+4)=306,3мм

Длина гладкого среднего участка

=В-2··tg??, если В>2··tg??, или

=В, если В<2··tg??

Где В=90мм-расстояние между наружными блоками крюковой подвески

=3·=3·400=1200мм-расстояние между осью барабана и осью блоков крюковой подвески в ее крайнем верхнем положении

??=-максимальный угол отклонения от вертикали каната в верхнем положении крюковой подвески. Таким образом

2·1200·tg=264,25мм>В=90мм, поэтому =90мм

Длина гладкого концевого участка

=52…65мм, принимаем =60мм

Длина барабана

=2·306,3+90+2·60=854,7мм

Расчетное значение диаметра и длины барабана определены правильно, если выполнено условие:

2<<3 2<=2,06<3

Таким образом, расчет сделан верно.

1.5 Расчет крепления каната к барабану

Крепление каната к барабану обеспечивается прижимными планками. Расчет узла крепления проводится при максимальных нагрузках. Они возникают в тот момент, когда канат почти полностью свит с барабана, т.е. перед самым касанием поднятым грузом основания.

В этот момент возникает усилие:

где=12,38кН-максимальное усилие каната

е=2,72-основание натурального логарифма

f=0,1-коэффициент трения между канатом и барабаном

??=3·??-угол обхвата барабана неприкосновенными витками.

==4,83кН

Усилие с которым канат будет прижат к барабану равно:

Р===14кН,



Где ??=0,35-коэффициент сопротивления каната вырыву из-под планок.

Диаметр болтов:

=,

Где [??]=80мПа-допускаемое напряжение в болтах

Z=2-число болтов

R=1,25-коэффициент запаса, учитывающий изгибные нагрузки,

==12,8мм

Таким образом принимаем два болта М20.

1.6 Расчет толщины стенки барабана

Стенки барабана при работе испытывают наружные напряжения сжатия, изгиба и кручения. Однако, в барабанах длина которых не превышает трёх диаметров, напряжения кручения и изгиба незначительны (10-15% от напряжения сжатия). Поэтому, основным расчетом толщины стенки барабана является расчёт на сжатие.

Согласно рекомендациям таб.5.5(1) в качестве материала барабана, при режиме работы 5М используется латунь или сталь. Формула расчёта толщины стенки выглядит следующим образом:

??=0,01·+3мм=7мм

Проверяем уровень действующих напряжений при сжатии стенки огибающим её канатом с шагом навивки t:

===132,7мПа

Условие прочности имеет вид: .

Исходя из условия прочности, по таб.5.5(1), выбираем материалдля барабана - сплав 35Л, =130мПа.

1.7 Выбор канатных блоков

В крановом механизме применяем литые канатные блоки, профиль ручья, которых выполнен согласно требованиям ГОСТ 24.191.05-82и имеют следующие размеры:

1. Радиус основания -R=(0,53…0,6)·=(0,53…0,6)·13=6,89…7,8мм

2. Высота реборды блока- Н=(1,4…1,9)· =(1,4…1,9)·13=18,2…24,7

3. Угол раскрытия реборд -??=

Выполнение этих условий позволит отклониться канату от плоскости блока на угол не более

Канатные блоки изготовлены отливкой, материал-сталь 35Л2.

Диаметр блока:

=(1,1…1,5)·=(1,1…1,5)·400=440…600мм,принимаем =500мм.

1.8 Выбор электродвигателя

Максимальная статистическая мощность (кВт), которую должен иметь механизм в период подъёма номинального грузав установившемся режиме, равна:

=,

Где G=50 кН-вес номинального груза с крюковой подвеской

=11м/мин - скорость подъёма груза

-КПД механизма, определяемый по формуле

=??,

где-КПД барабана равный 0,96…0,98-принимаем 0,98

-КПД редуктора равный 0,95…0,97-принимаем 0,96

-КПД полиспаста равный

===0,98,

Где а=3-кратность полиспаста

=0,96…0,98-КПД канатного блока (принимаем 0,98).

Таким образом, КПД механизма составляет

=0,98?0,98?0,96=0,93

Тогда максимальная статическая мощность будет равна==10,92 кВт

По приложению 3(1) выбираем асинхронный двигатель с фазным ротором MTF 311-6 с развиваемой мощностью в режиме работы3М-N=11кВт и частотой вращения 945 об/мин. При этом снижение мощности составит=2%, что соответствует рекомендациям (1).

1.9 Выбор передачи

В состав передачи грузоподъёмного механизма входит стандартный редуктор. Для подбора редуктора необходимо соблюсти условин

<,

где:-допустимый крутящий момент на тихоходном валу редуктора

=?-расчётный эквивалентный момент.

=0,54- коэффициент долговечности (для режима 5М)

- статический крутящий момент на валу барабана при подъёме

номинального груза, определяемый по формуле:

=,

где=0,98- КПД барабана

С=2 -число ветвей каната, навиваемых на барабан одновременно.

Таким образом, имеем

=5365Н?м

=0,54?5365=2720Н?м

Определяем передаточное число механизма

=,

где- частота вращения вала электродвигателя

- частота вращения барабана

===19,1 об/мин

тогда==50,5

По приложению 4(1) выбираем редуктор 1Ц2Н-450, имеющий следующие технические данные:

1. Передаточное число - 40

2.Допускаемый крутящий момент на тихоходном валу редуктора(группа режима работы 3М) - 7600 Р?м

<+ + ??



поэтому ставим открытую зубчатую передачу.

Проверяем величину отклонения передаточного числа, которая недолжна превышать 15% (1)

?100%=1%< 15% - условие выполнено.

Проверяем выбранный редуктор по крутящему моменту на тихоходном валу

=2788Н?м<=7600Н?м - условие выполнено.

1.10 Выбор соединительной муфты

В грузоподъёмных кранах применяют соединительные муфты, которые благодаря своей конструкции, способны компенсировать смещение и перекосы геометрических осей. Применим зубчатые муфты ГОСТ 25546-82, причем поставим две муфты с промежуточным плавающим валом.

Типоразмер муфты подбираем по величине максимального момента , который она будет передовать в механизме, с учетом коэффициента запаса прочности К.

Представляется наиболее целесообразным поставить обе муфты на линии соединения двигателя редуктора, т.к. наиболее вероятно ожидать появления смещений и перекосов в цепочке двигатель - плавающий вал - редуктор.

Максимальный крутящий момент на входном валу редуктора составит:

==·100=102 Н·м

Коэффициент запаса прочности определяется по формуле:

K=··



где=1,5 - коэффициент, учитывающий степень ответственностиприсоединяемой передачи (таб.5.6 (1)).

=1,4 - коэффициент, учитывающий условия работы муфты(таб.5.8 (1)).

=1 - коэффициент, углового смещения для зубчатой муфты(таб.5.8 (1)).

Таким образом получаем:

K=1,5·1,4·1=2,1 , следовательно

·K=102·2,1=214,2 Н·м

Считается, что муфта выбрана правильно, если выполнено условие:

поэтому, по приложению 5 (1) выбираем зубчатую муфтуМУВП - 2М=230 Н·м, диаметр тормозного шкива .

1.11 Выбор тормоза

Устанавливаем колодочный тормоз, в котором тормозные колодки

прижимаются к шкиву усилием сжатой пружины. При отключении питания такой тормоз находится в замкнутом состоянии. Тормоз устанавливаем на входном валу редуктора. Для выбора тормоза рассчитываем тормозной момент:

где=2,0 - коэффициент запаса торможения для группы 4М (таб.5.9(1)).

- статический момент сопротивления, рассчитываемый по формуле:

тогда

Типоразмер тормоза подбираем из условия:

По приложению 6 (1) выбираем тормоз ТКГ - 200 = 250 Н·м , .

Поскольку в качестве двигателя механизма подъёма крана выбрана синхронный двигатель с фазным ротором, то согласно указаниям, расчет времени разгона и времени торможения не проводится.



2. Расчёт механизма передвижения крана

2.1 Выбор размера колёс

Расчёт механизма передвижения крана начинаем с выбора размера колес.

Определяем максимальную статическую вертикальную нагрузку (кН), приходящуюся на одно колесо:

Р=

где = 10т - заданная грузоподъёмность

- масса крана (т)

g =9,81 м/ - ускорение свободного падения

Z =4 - число опорных колес

=1,1 - коэффициент неравномерности нагружения колес крана в нагруженном состоянии (1)

= 1,2 - коэффициент перезагрузки, учитывающий дополнительные силы ,связанные с ударами придвижении по неровностям пути, для (таб.5.11 (1)).

Масса мостового крана: L=16 м - пролет крана

т, отсюда следует

P=

Ориентируясь на максимальное значение расчетного усилия, по таб. 5.12 (1) определяем основные размеры ходового колеса:

1.Наружный диаметр =250 мм

2.Диаметр цапфы по посадке подшипника =45 мм.

2.2 Определение общего сопротивления перемещению крана по открытой площадке (кН):

где - сопротивление от сил трения

- сопротивление вызываемое уклоном рельсового пути

- сопротивление от ветровой нагрузки

Сопротивление от сил трения определяется по формуле:

Где F = 0,015 - приведенный коэффициент трения в подшипниках колёс (1)

? = 0,3 - коэффициент трения качения по рельсу при и плоской форме головки рельса (таб. 5.13 (1))

= 1,2 - коэффициент, учитывающий дополнительные сопротивления от скольжения реборд колес по головке рельса (1,1…2,5 - согласно (1)),тогда:

Сопротивление вызываемое уклоном рельсового пути

Где ? - продольный уклон рельсового пути, принимаем sin?=0,003,тогда:

Сопротивление от действия ветровой нагрузки



где21 - площадь крана воспринимающая ветровую нагрузку (определена по чертежу)

= 3,2·=3,2 ·=7,15 - площадь груза, воспринимающая ветровую нагрузку

- распределенная ветровая нагрузка (Па) равная

= 150 Па - скоростной напор ветра на высоте 5 м (1)

n=1,32 - поправочный коэффициент учитывающий высоту крана (1)

c = 1,4 - коэффициент учитывающий аэродинамические качества крановых конструкций (1)

= 1,9 - коэффициент учитывающий пульсирующий характер ветровой нагрузки (1)

тогда:

отсюда получаем , что:

Отсюда получаем , что общее сопротивление передвижению крана

составит:

2.3 Выбор электродвигателя механизма передвижения

Статическая мощность электродвигателя привода механизма передвижения равна:



= 0,8 - КПД привода механизма передвижения (0,8…0,9)

= 0,75 - скорость передвижения крана , следовательно

Для расчета необходимо учитывать также и пусковую мощность, которая необходима для преодоления дополнительного сопротивления при трогании крана с места:

- максимальное сопротивление движению крана при трогании с места , определяемое по формуле:

- сопротивление сил инерции

- дополнительное сопротивление, вызываемое раскачиванием грузана гибкой подвеске.

Сопротивление сил энергии

= 3 с - продолжительность разгона электродвигателя (1)

? = 1,25 - коэффициент учитывающий инерцию вращающихся частей механизма(1)

Дополнительное сопротивление, вызываемое раскачиванием груза на гибкой подвеске:

Таким образом, максимальное сопротивление движению крана оставит:

Пусковая мощность:

Коэффициент пусковой перегрузки электродвигателя составит:

Так как, механизм передвижения выполнен с двумя приводными тележками, то электродвигатель подбираем для каждой приводной тележки по мощности:

По приложению 3 (1) выбираем асинхронный электродвигатель с фазным ротором MTF 411-8 с параметрами:

1.Мощность - =15 кВт

2.Частота вращения - =710 об/мин

3.Максимальный момент - =569 Н·м

4.Номинальный момент -

Таким образом, коэффициент перегрузки составит:



Условие - соблюдено.

2.4 Выбор редуктора механизма передвижения

Частота вращения ходового колеса:

Тогда передаточное число редуктора будет равно:

Выбираем редуктор 2Ц2 - 200 НВ с параметрами:

1.Номинальный крутящийся момент на тихоходном валу -

- = 3800 Н·м

2.Межцентровое расстояние - 360мм

3.Передаточное отношение - i = 12,5

Величина отклонения передаточного числа от расчетного составит:

что соответствует рекомендациям (1).

2.5 Выбор соединительной муфты

Типоразмер муфты подбираем по величине максимального момента

, который она будет передавать в механизме, и по значению коэффициента запаса прочности К.

Максимальный крутящий момент от внешней нагрузки равен:

Коэффициент запаса прочности подсчитывается по формуле:

=1,1 - коэффициент учитывающий степень ответственности присоединяемой передачи (таб. 5.6 (1))

= 1.2 - коэффициент учитывающий условия работы муфты (таб.5.7)

=1 - коэффициент углового смещения муфты

Поскольку предполагается поставить муфту упругую втулочно - пальцевую, то значение коэффициента выбрано согласно рекомендациям (таб. 5.8 (1)).

Таким образом, значение коэффициента запаса прочности равно:

Подсчитываем произведение максимального крутящего момента и коэффициента запаса прочности:

Исходя из полученной величины подбираем соединительную муфту, руководствуясь условием:

- наибольший момент, передаваемый муфтой.

Таким образом, выбираем муфту упругую втулочно - пальцевую МУВП - 7 ( ГОСТ 21424 - 75), имеющую следующие характеристики:

1. Наибольший момент, передаваемый муфтой - = 2800 Н·м

2. Диаметр тормозного шкива - = 300 мм

3. Маховой момент муфты с тормозным шкивом - =44 Н·м

Условие подбора муфты - соблюдено.

2.6 Проверка запаса сцепления

Расчет запаса сцепления будем вести при условии трогания крана с места, без поднятого груза, так как в этом случае, запас сцепления колеса с рельсами минимален.

Запас сцепления крановых колес с рельсами будет достаточным, если выполнено условие:

K - коэффициент запаса сцепления

- сила сцепления ведущих колес с рельсами, которая определяется по формуле:

= 0,2 - коэффициент сцепления колесс рельсами при работе наоткрытых площадках

- сцепной вес крана определяемый по формуле:

=2 - число ведущих колес

Z = 4 - общее число колес

Таким образом:

Максимальное сопротивление передвижению крана при трогании с места (, рассчитанное без учёта массы груза равно:

Сопротивление от сил трения:

Сопротивление, вызываемое уклоном рельсового пути:

Сопротивление, от действия ветровой нагрузки

Максимальное сопротивление передвижению крана при трогании с места:

Отсюда получаем коэффициент запаса сцепления составит:

K = - условие выполняется.

2.7 Выбор тормоза

Определяем необходимый тормозной момент (. Для этого зададимся среднем значением замедления крана при остановке, тогда время торможения составит:

Избыточный момент (, создаваемый тормозным устройствомодного механизма передвижения составит:

- маховой момент приведенный к быстроходному валу, определяется по формуле:

=1043,85

= 663 Н· - маховый момент на роторе двигателя (прил.3(1))

=172 Н· - маховый момент муфты (прил.4(1))

= 1 - согласно указания (1) расчет проводится для одного двигателя =31,06

Тогда , избыточный тормозной момент равен:

Момент сопротивления по валу электродвигателя при торможении равен:

68,8 Н?м

Необходимый тормозной момент для механизма равен:

1241.3-68,8=1172.5

Исходя из полученных данных выбираем (прил.6 (1)) тормоз ТКП - 400, имеющий следующие параметры:

1. Номинальный тормозной момент - 1200 Н?м

2. Диаметр тормозного шкива - =400 мм

Условие - выполняется.



Список использованной литературы

1.Черкасов А.Н. "Грузоподъёмные машины". Учебное пособие. М. РГОТУПС 2001г.

2."Подъёмно - транспортные машины". Атлас конструкций. (под редакцией проф. Александрова М.П. проф. Решетникова Д.Н.) М."Машиностроение"1987г.

Размещено на Allbest.ur

...