Кран башенный с неповоротной башней

Сибирская Автомобильно – Дорожная Академия

 

Кафедра «Подъемные машины»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Кран башенный

с неповоротной башней

 

Курсовой проект

 

 

 

∙

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Омск 2012

Содержание

 

Введение…………………………………………………………………...………3

1 Расчет механизма подъема груза….….………………………………………..4

1.1 Выбор схемы полиспаста…………………….….……………………………4

1.2 Выбор каната………………………………….……………………………….5

1.3 Расчет барабана……………………………..…………………………………7

1.4 Расчет барабана на прочность………………..…………………………..…..9

1.5 Расчет крепления  каната к барабану……………………………………….12

1.6 Расчет крюковой  подвески…………………………………………………14

2  Силовой расчет привода……………..…..……………...……………………16

Литература…………………………………...…………………………………..21

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение.

 

 

            Подъемно-транспортные  машины находят широкое применение во многих отраслях промышленности, сельского хозяйства, всех видов транспорта, в которых используют как общепромышленные виды этих машин так и их системы и конструкции, отражающие специфику данной области народного хозяйства.      

Механизация и автоматизация  производственных процессов требуют  всемирного расширения областей эффективного применения различных грузоподъемных и транспортирующих машин и механизмов. Широкое использование способствует механизации трудоемких и тяжелых  работ, удешевлению стоимости производства, улучшению использования объема производственных зданий, сокращению путей движения грузов в технологической цепи производства.

Высокая технологичность  машин для лесозаготовок и  лесосплава обеспечивается тем, что  цепь производства связана современной системой подъемных и транспортирующих машин и механизмов, подъемно-транспортных машин.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Расчет механизма подъема груза

 

Механизм подъёма груза  предназначен для перемещения груза  в вертикальном направлении. Он выбирается в зависимости от грузоподъёмности.

Привод механизма подъёма  и опускания груза включает в  себя лебёдку механизма подъёма. Крутящий момент, создаваемый электродвигателем, передаётся на редуктор через муфту. Редуктор предназначен для уменьшения числа оборотов и увеличения крутящего момента на барабане.

 

1. Выбор схемы полиспаста.

Схема подвески груза  выбирается в зависимости от типа крана, его грузоподъемности, высоты подъема груза, типа подвесного грузозахватного  устройства и кратности полиспаста.

При грузоподъемности  5000 кг назначим одинарный двукратный полиспаст, кратность полиспаста U = 2.

Учитывая тип крана и необходимость  обеспечения подъема груза без  раскачивания и равномерного нагружения всех сборочных единиц механизма  подъема, принимаем подвеску груза через одинарный полиспаст и изображаем схему подвески груза на рис. 1.

Рис.1 Схема полиспаста

 

 

 

 

1.2  Выбор  каната

Усилие в канате набегающем на барабан, H:

 

    F_б=Q∙g/z∙u_n η₀=5000∙9,81/1∙2∙0,99 = 24772,7,                      (1)

 

где: Q-номинальная грузоподъемность крана, кг;       

z- число полиспастов  в системе;       

u_n– кратность полиспаста;       

 η₀ – общий КПД полиспаста и обводных блоков;

 

Поскольку обводные блоки  отсутствуют, то

 

 

                   η₀=η_п=(1 - n_бл^Uп)/u_n(1-η_бл)=(1-0,98²)/2∙(1-0,98)=0,99 ,               (2)

 

 

         Расчетное  разрывное усилие в канате  при максимальной нагрузке на канат Fк = Fб = 24772,7 Н и k = 7,1:

 

 

                       F = F_к∙k= 24772,7∙7,1 = 175886,1 Н                           (3)

 

где: Fк – наибольшее натяжение в канате (без учета  динамических  нагрузок), Н;

k– коэффициент запаса  прочности (для  режима работы М7  k = 7,1).

 

Принимаем канат по ГОСТ 2688 – 80 двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6х19(1+6+6/6+1 о.с) диаметром 18 мм, имеющий при маркировочной группе проволок 1764 МПа разрывное усилие F=195500 Н.

 

Канат–11–Г–1–Н–1764 ГОСТ 2688-80

Рис 2. Канат–11–Г–1–Н–1764 ГОСТ 2688-80

 

Фактический коэффициент  запаса прочности:

 

             k_ф=F/F_б=195500/24772,7 = 7,9 >k = 7,1                             (4)

 

 

 

1.3 Расчет барабана

 

Требуемый диаметр барабана по средней линии навитого стального каната, мм:                         

                    D = d∙e=18∙22,4=403,2                                            (5)

 

где: d– диаметр каната

е – коэффициент зависящий  от типа машины, привода механизма  и режима работы машины механизма.

 

Принимаем диаметр барабана по нормальному ряду размеров D = 400 мм.

 

Длина каната навиваемого  на барабан с одного полиспаста, м: 

 

 

                    L_к=H∙U_п/3,14∙D =5∙2/3,14∙0.4 = 7,96,                 (6)

 

где: Н – высота поднимаемого груза;

U_п – кратность полиспаста;

D– диаметр барабана  по средней линии навитого  каната;

Рис 3. Размеры нарезки  канавок барабана

 

Длина барабана, м:

                                    L_б =  l1 + 2l2,                                                (7)

 

Рабочая длина барабана, м:

 

l₂=L_k∙t/p∙m(m∙d+D)∙j=7,96∙0,02/3,14∙1(1∙0,018+0,4) = 0,121,    (8)

 

 

где: L_к– длина каната, навиваемого на барабан;

t– шаг витка;

m– число слоев навивки;

d– диаметр каната;

l1 ≈ dk = 0,018 м,

Длина барабана:

L_б = 2∙0,018 + 0,121 = 0,157 м.

 

Толщина стенки литого чугунного барабана должна быть, м:

 

 

   δ_min=0,02D_б+(0,006…0,008)=0,02∙0,4+0,006..0,008=0,014…0,016             (9)                                                                                                                    

 

Принимаем d = 15 мм.

 

1.4 Расчет барабана на прочность

 

Условие прочности:

                                             σ_Е =  Т_Е /W < [σ];                                               (10)

 

ТЕ – суммарный изгибающий момент, Нм;

                                                                 ____________

                                                ТЕ = √Тк² + Ти²;                                          (11)

 

Тк – крутящий момент на барабане, Нм ;

 

Т_к = F_б∙D/2 = 24772,7∙0,4/2 = 4954,5,

 

Ти – изгибающий момент на барабане, Нм:

 

Т_и = F_б∙L_б /4 = 24772,7∙0,157/4 = 972,3,

               ______________________

Т_Е = √4954,5² + 972,3² = 5049;        

 

W – момент сопротивления сечения барабана, м³ :

                                                                      

                                          W = 0.8(D1 – δ)²∙δ;                                            (12)

 

D1 = D – dk = 0.4-0.015 = 0,385 м.

     

W = 0.8(0.385 – 0.015)²∙0.015 = 0.00164,

 

σ_Е = 5049/0.00164 = 30,7 МПа < [σ] = 80 МПа.

 

Условие прочности выполнено.

 

1.5 Расчет крепления каната к барабану

 

Окружное расчетное усилие, Н:

                                                                     

                                                 F_p = F_б /е^fa;                                                 (13)

f – коэффициент трения,

 

а – угол обхвата барабана, рад.

                                                              

F_p = 24772,7 /2,71^{0.16∙3∙3.14}  = 5552,9,

Рис 4. Схема закрепления  каната к барабану

 

Усилие прижима каната планками, Н:

 

                                              F = K∙m∙Fp/f1;                                          (14)

 

Где К – коэффициент запаса,

f1 – коэффициент трения на поверхности планки.

 

F = 1,5∙0,85∙5552,9/0,35 = 20228,4.

 

Определяем диаметр  болта, мм.

 

Диаметр резьбы болта определяется из уравнения допустимого усилия на болт:

 

                                                                            

F = [σp]∙3.14∙d² /4;

Откуда:

                                                            ____________

                                           d = √4F/(3.14∙[σp] ;                                          (15)

                                           _________________

d = √4∙20228,4/(3.14∙80) = 17,94.

 

примем  диаметр резьбы d = 20 мм.

 

 

1.6 Расчет крюковой подвески.

1.6.1  Выбор крюка       

 Подбор крюка производим  по грузоподъемности и режиму  работы механизма.

При грузоподъемности 5000 кг выбираем заготовку крюка номер 14 (ГОСТ 6627-74).        

Необходимые размеры для расчета: d = 56 мм; d1 = 50 мм, d_o = М48.

 

Рис.5 Крюк однорогий №14

1.6.2  Расчет размеров блоков

Определяются размеры блоков подвески также как диаметр барабана.

D_бл = 400 мм по ГОСТ 6636-39.

Диаметр уравнительного блока составляет (0,6...0,8)∙D_бл .

D_у.бл = 0,6∙400 = 240 мм.

 

 

 

 

 

 

1.6.3  Расчет гайки крюка

 

Диаметр гайки, мм:

 

D = 2 d1 = 2∙50 = 100 мм,

Высота гайки, мм:

                                      

h = 4∙10⁴∙Qp / 3.14∙(d² – d²1)∙[σсм],

[σсм] = 35 МПа.

                                   

h = 4∙10⁴∙5000 / 3.14∙(0,056² – 0,05²)∙35∙10⁶ = 28,6 > 30 мм.

 

 

1.6.4  Выбор подшипника под гайку крюка

 

Подшипник гайки крюка выбирается  по статической грузоподъемности:

 

С_о = 1,25∙Q∙g = 1.25∙5000∙9.81 = 61312,5 H.

 

Выбираем подшипник 8210 с коэффициентом работоспособности

С_о = 90000 Н.

 

Рис 6. Подшипник № 8210

 

D = 78 , d = 50 , H = 22.

 

 

5. Выбор подшипников блока

 

Предварительно выбираем подшипник 212, шариковый радиальный , легкой серии .

 

 

Рис 7. Подшипник №212

 

D = 110 , d = 60 , B = 22 .

 

Подшипники оси блока  выбираются по динамической грузоподъемности:

                                                                            

                                  C = Fпр∙(60∙nб∙L_h/10⁶ )^1/а < [C];                               (16)

 

а = 3 – для шарикоподшипников.

 

Fпр – приведенная нагрузка на подшипник, Н.

 

                                       Fпр = Fmax∙K1∙K2∙K3∙K4;                                     (17)

 

K1 – коэф-т приведения нагрузки,

K2 – коэф-т вращения блока,

K3 – коэф-т типа механизма,

K4 – коэф-т температурного режима.

Fmax – макс. нагрузка на подшипник, Н.

nб – частота вращения блоков , об/мин .

 

                                             Fmax = Q∙g/Zн∙Zб;                                        (18)

 

Zн – число подшипников в блоке,

Zб – число блоков на оси.

 

Fmax = 5000∙9,81 / 2∙2 = 12262,5 Н.

 

 

Fпр = 12262,5∙0,8∙0,2∙1,2∙1 = 14126,4 Н,

 

nб = 60∙Vгр∙Uп/3.14∙D;

 

nб = 60∙0,35∙2/3.14∙0,4 = 33,43 об/мин,

                    

C = 14126,4∙(60∙33,43∙5000/10⁶ )^1/3  = 30230,6 < 52000.

 

Выбранный ранее подшипник №212 для оси блока подходит.

 

 

6. Расчет оси блока

 

Диаметр оси блока  определяется:

 

                                                          3 _______________

                                         d = √Ta/0.1∙[σи];                                              (19)

 

Та – изгибающий момент на оси блока, Нм;

 

                                            Т_а = Q∙g∙l/4;                                               (20)

 

l – длина оси, м;

 

                                    l = 2(δк+δщ)+(Zб+1)∙B;                                        (21)

Рис.8 Расчет оси блока  на прочность

 

 

 

(δк + δщ) – толщина накладки и щеки, м,

 

   l = 2∙0,01 + (2+1)∙0,035 =0,125 м,

 

 

Т_а = 5000∙9,81∙0,125/4 = 1532,8,

 

[σи] – допускаемое напряжение изгиба для материала оси блока, МПа,

 

            3 ________________________ 

d = √1532,8/0.1∙80∙10⁶ = 57,5 мм;

 

Примем d = 60 мм.

 

7. Расчет траверсы

 

Ширина траверсы, мм, определяется:

 

В_тр = D_п + (5…10) = 78 + 10 = 88.

 

Длина траверсы, мм, определяется:

 

L_тр = D_п + (5…20) = 78 + 20 = 98.

 

Где Dп – диаметр подшипника, мм.

 

Высота траверсы, мм, рассчитывается из условия прочности:

                                                        _________________

                                H_тр = √6∙Та/[σ]∙(Bтр – dц),                                     (22)

 

dц – диаметр цапфы траверсы, мм.

                                                                                             3 _______________

dц = √Tб/0.1∙[σи];

 

                                        Т_б = Q∙g∙(L – lтр)/2;                                         (23)

 

Т_б = [5000∙9,81∙(0,098-0,078)]/2 = 490,5 Нм,

 

                                                                    3 _______________________

dц = √490,5/0.1∙80∙10⁶ = 0,0394 м;

 

примем  dц = 0,04 м.

 

 

                                    __________________________ 

H_тр = √6∙1532,8/80∙10⁶∙(0.088-0.05) = 0,055 м.

 

Рис 9. Траверса

 

8. Расчет щеки

 

Ширина щеки, м:

 

В = (1,2…2)∙dц =(1,2…2)∙0,04 = 0,048…0,08 м.

 

Примем B = 0.06 м.

 

Радиус закругления, м:

 

R = 0.6∙B = 0.6∙0.06 = 0.036 м.

 

Толщина щеки определяется из условия прочности:

 

                                         Σсм = Q∙g/2dц∙δ < [σ]см;                                      (24)      

 

δ = Q∙g/2dц∙[σ]см;

 

δ = 5000∙9.81/2∙0.04∙80∙10⁶ = 0.0076 м.

 

примем  δ = 8 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис 10. Щека

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Силовой расчет привода

 

Статическая мощность двигателя  при h=0,85, кВт:

 

 

                P_c=Q∙g∙v_г/10³∙η =5000∙9,81∙0,35/1000∙0,85= 20,1,             (25)

 

где: Q– номинальная  грузоподъемность, кг;

v_г– скорость подъема груза, м/с;

η- КПД механизма.

 

Расчетная мощность двигателя, кВт:

 

                                          Р_р = Р_ст∙ K₁∙K₂∙K₃∙K₄ ;                                    (26)

 

K1 – коэф-т использования грузоподъемности,

K2 – коэф-т регулировки механизма,

K3 – коэф-т продолжительности работы,

K4 – коэф-т пусковых потерь.

 

Р_р = 20,1∙0,7∙1,5∙1,1∙1,35 = 31,3.

 

Выбираем крановый электродвигатель с фазным ротором MTH 511-6,

 

ПВ=25%,

 

номинальная мощность Р_ном= 37 кВт

 

частота вращения двигателя n = 955 мин^-1.

 

Момент инерции ротора I_p = 0,725 кг∙м²,

 

максимальный пусковой момент двигателя Тmax=860 H∙м.

 

 

 

 

 

 

Рис.10 Электродвигатель MTH 511-6 / 955

 

Т^дв_пуск > Т^расч_пуск;

                   

                                           Т^расч_пуск = Т_с + Т_ин + Т_ив                                        (27)

 

Тс – статический момент двигателя, Нм,

 

                                              Т_с = Zн∙Fб∙D / 2∙U∙η;                                         (28)

 

U – передаточное число редуктора .

 

 

                                   U=n/n_б=955/33,43 = 28,56,                                      (29)

 

Частота вращения барабана (мин^-1):

 

         n_б=60∙v_г∙U_п/3,14∙D_б = 60∙0,35∙2/3,14∙0,4 = 33,43,          (30)

 

где: U_п – кратность полиспаста;

D_б – расчетный диаметр барабана, м.

 

Т_с = 2∙24772,7∙0,4 / 2∙28,56∙0,8 = 433,7; 

 

Тин – инерционный момент, Нм:

                                                                       

                                      Т_ин = 9,55∙Q∙V²г /nдв∙τп∙η;                               (31)

 

τп – время пуска, с,

 

                                                    τп = Vг /[a];                                           (32)

 

 

 

 

[a] – допускаемое ускорение, м/с².

 

τп = 0,2/0,2 = 1 с.

   

Т_ин = 9,55∙5000∙0,35² /955∙1∙0,8 = 7,65,

 

Т_ив – инерционный момент вращающихся масс, Нм.

 

                                          Т_ив = Jэ∙nдв/9,55∙τп;                                           (33)

 

Т_ив = 0,725∙955/9,55∙1 = 72,5.

       

  Т^расч_пуск = 433,7+7,65+72,5 = 513,85.

 

513,85 < 860.

 

Условие, требуемое для выбора двигателя, выполняется.

 

По передаточному числу и мощности выбираем редуктор цилиндрический, двухступенчатый, горизонтальный, крановый типоразмера Ц2–450 с передаточным числом U_р = 29.

 

 

Рис. 11 Редуктор Ц2У-450

 

Размеры  редуктора, мм:

аwб = 280 , аwт = 450 , L = 1475 , L1 = 1060 , L2 = 530 , L3 = 310 , L4 = 510,

L5 = 500, B1 = 515, B2 = 590, H = 955, H1 = 475 , h = 50, d = 35,

d1 = 80 , l1 = 105, l2 = 140.

 

 

 

Расчетный момент, передаваемый муфтой привода МПГ, Нм:

 

                                          Т_м > Т_с∙К1∙К2∙К3;                                              (34)

 

К1 – коэф-т типа механизма,

К2 – коэф-т режима работы,

К3 – коэф-т-типа муфты.

 

Т_м  = 433,7∙1,3∙1,6∙1,1 = 992,3 Нм.

 

Выбираем  втулочно–пальцевую муфту  МУВП-Т300 – 1000 – 60 – 3 – 65 – 1 с тормозным  шкивом диаметром Dт = 300 мм, и наибольшим передаваемым крутящим моментом 1000 Н∙м.

Момент инерции муфты I_м = 0,125 кг∙м².

 

 

 

Рис 12. Муфта МН – 4

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Выбор тормоза

 

Тормоз выбирается по тормозному моменту, Нм:

 

                                                      Т_т > Т_р∙К_зт;                                           (35)

 

Тр – расчетный  тормозной момент , Нм.

 

                                           Т_р = Т_с’ + Т_ив’ + Т_ин’;                                   (36)

 

                                           Т_с’ = Zн∙Fб∙D∙η / 2∙Up;                                  (37)

 

Т_с’ = 2∙24772,7∙0.4∙0.8/2∙29 = 273,3 Нм,

                     

                                      Т_ин’ = 9,55∙Q∙V²г∙η /nдв∙τп;                                 (38)

            

Т_ин’ = 9,55∙5000∙0.35²∙0.8 /955∙1 = 4,9 Нм;

 

Т_р = 273,3 + 72,5 + 4,9 = 350,7 Нм.

 

К_зт – коэффициент запаса тормоза.

 

Т_т > 350,7∙1,5 = 526,05;    

   Рис.13 Тормоз ТКГ-300

                               

Выбираем тормоз ТКГ–300 с тормозным моментом 800 Н∙м, диаметром тормозного шкива D_т = 300 мм. Регулировкой можно получить требуемый тормозной момент Т_т = 526,05 Н∙м.

 

 

       

 

Литература

 

1. Справочник по расчетам  механизмов подъемно – транспортных машин. А.В. Кузьмин, Ф.Л. Марон. Высшая школа, 1983 г.

2. Справочник по кранам. Александров  М.П., Гохберг М.М., том 1,2. -Л: Машиностроение,1988.

3. Подъёмно-транспортные машины. Атлас конструкций, под ред. Александрова М.П. и Решетникова Д.Н.-М.:1987.