Проект мостового крана




Міністерство освіти і науки, молоді та спорту України

Дніпропетровський національний університет

Залізничного  транспорту імені академіка В.А. Лазаряна

Кафедра: «Прикладна механіка»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ПРОЕКТ МОСТОВОГО КРАНА

  ЗАПИСКА

ДО  КУРСОВОГО ПРОЕКТУ

 

ДІІТ. 481000. 118. КППЗ

 

 

 

 

 

 

 

    Виконав: 

    студент групи 

                                                                               Радостєв Д.В.

     Прийняв:  проф.

                                                                                                   Ракша С.В.

 

 

 

 

 

Дніпропетровськ 2012

 


                                                   ЗМІСТ                                                            Стор.

 

ВСТУП 5

1.1 Визначення геометричних характеристик. 7

1.2. Визначення вагових  характеристик 7

2 . РОЗРАХУНОК МЕХАНІЗМУ ПІДЙОМУ ВАНТАЖУ 9

2.1. Розрахунок каната, діаметрів барабана і блоків 9

2.2. Розрахунок вантажозахватного пристрою 11

2.3 Розрахунок потужності і вибір двигуна, вибір редуктора 16

2.4. Вибір гальма і муфт механізму підйому 17

2.4.1. Вибір гальма 17

2.4.2. Муфта між двигуном і редуктором 17

2.5. Перевірка правильності вибору електродвигуна 18

2.5.1. Перевірка двигуна на тривалість пуску 18

2.5.2. Визначення тривалості гальмування механізму підйому 19

2.5.3. Перевірка двигуна на нагрівання 19

2.6. Розрахунок вузла барабана 20

2.6.1. Розрахунок довжини барабана і товщини стінки 20

2.6.2. Розрахунок осі барабана та вибір підшипників 21

2.6.3. Розрахунок кріплення канату до барабана 23

3. РОЗРАХУНОК МЕХАНІЗМУ ПЕРЕСУВАННЯ ВАНТАЖНОГО ВІЗКА 25

3.1. Розрахунок ходових коліс вантажного візка 25

3.2. Визначення опору пересуванню вантажного візка 26

3.3 Розрахунок потужності і вибір двигуна, вибір редуктора 26

3.4. Вибір муфт механізму пересування вантажного візка 27

3.4.1 . Муфта між двигуном і редуктором 28

3.4.2 Вибір муфти між редуктором і ходовими колесами. 28

3.4.3.Розрахунок гальмівного моменту і вибір гальма. 28

3.5.Перевірка правильності вибору електродвигуна. 29

3.6. Перевірка на зчеплення приводних коліс з рейкою. 31

4. РОЗРАХУНОК МЕХАНІЗМУ ПЕРЕСУВАННЯ КРАНА 32

4.1.Вибір схеми механізму. 32

4.2. Розрахунок ходових коліс вантажного візка. 34

4.3. Визначення опору пересування мостового крана. 35

4.4. Розрахунок потужності і вибір двигуна, вибір редуктора. 35

 

 

 

 

 

4.5. Вибір гальма  і муфти механізму пересування,  перевірка правильності вибору  електродвигуна.

4.5.1. Вибір муфти між двигуном і редуктором. 37

4.5.2. Вибір муфти між редуктором і ходовим колесом . 38

4.5.3. Перевірка правильності вибору двигуна 38

4.5.4.Розрахунок гальмівного моменту і вибір гальма. 39

                          СПИСОК  ЛІТЕРАТУРИ 42

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ВСТУП.

 

Мостові крани загального та спеціального призначення  використовують для підйому та переміщення  різних вантажів.

Мостові крани набули широкого використання при виконанні навантажувально-розвантажувальних робіт при обслуговуванні складів, монтажних робіт на відкритих площадках, спеціальних робіт будівництві суден, будівництві та обслуговуванні гідротехнічних споруд та атомних електростанцій, а також в технологічному циклі на полігонах заводів будівельної індустрії. Мостовий кран являє собою рухому прольотну конструкцію, яка несе вантажний візок, спирається на візки і рухається по крановій колії, яка кріпиться на колонах. Переваги мостових кранів: простота конструкції, висока надійність у роботі, задовільна стійкість, постійність вантажопідйомності та висоти підйому вантажу, значна питома вантажопідйомність, низька вартість експлуатації, добрий огляд машиністом робочої зони.

За типом привода вантажні візки  можуть бути самохідні або з канатним приводом. Вантажна лебідка, а також  лебідка привода руху вантажного візка звичайно розміщуються на прольотній конструкції над жорсткою опорою. Це дозволяє зменшити масу візка і  навантаження на міст. Кабіна машиніста  розміщується на жорсткій опорі або  на вантажному візку.

Механізм пересування сучасних мостових кранів конструюють  з індивідуальним приводом, або одним на обидва візка. Синхронна робота приводів пересування  крана забезпечується за рахунок  електричної схеми керування.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. ГЕОМЕТРИЧНІ ПАРАМЕТРИ.

Основні геометричні параметри мостового крана (рис. 1.1) призначаються за аналогами в залежності від заданих вантажопідйомності Q і прольоту L (табл. Д.71, [1]).

Вантажопідйомність Q, т – 20 (т)

Ширина крана В = 6300 мм.

База крана  А = 4400 мм.

мм.

Параметри вантажного візка:

колія ;

база  .

 

 


 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 1.1. Основні геометричні характеристики мостового крана

 

    1.  Визначення геометричних характеристик.

 Висота головної балки в середній частині прольоту визначається з умови

                                (1)

Приймаю:

Ширина перерізу головної балки  визначається з урахуванням двох умов:

                                                                                            (2)

                                                     ,                                                   (3)

  Приймаємо за ГОСТ 82-78 (табл. Д. 72, [1] ) .

Висота опорної частини головної балки:

                                                                      (4)

Приймаю кратною 50: =600 мм.

Довжина скосу головної балки:

                                                                           (5)

Відстань від осі кранової рейки  до вузлів підвісу кабіни машиніста  крана:

Приймаю:

1.2. Визначення вагових  характеристик

Вага половини зварного мосту (вага головної балки і площадок) 

Gпм= 80 кН (рис.19, [1])

Вага кінцевої балки призначається  в межах Gкб=15...20 = 20 кН.

Вага елементів механізму пересування  крана, який складається із центрального вузла і трансмісійного вала для крана, визначається за (табл. 22, [1]):

  • вага центрального вузла механізму Gцв = 12 кН,
  • погонна вага трансмісійного валу qв = 1,5 кН/м.

 

Вага кабіни машиніста Gкаб = 15...20 кН,

приймаю: Gкаб = 20 кН.

Погонна вага тролеїв, включно з  вагою стійок qтр = 1…2 кН.

Приймаю: qтр = 2 кН/м.

 

 

  

 

2 . РОЗРАХУНОК МЕХАНІЗМУ ПІДЙОМУ ВАНТАЖУ

Для крана, що проектується необхідно вибрати схему механізму  підйому. В механізмах підйому мостових кранів з рухом вантажного візка  по нижньому поясу моста застосовують вантажні поліспасти прості або здвоєні.

Приймаю: здвоєний вантажний поліспаст (рис. 2.1).

 


 

Приймемо для крана Q = 20 т приблизно кратність поліспаста u = 4 із (табл. Д.1, [1]).

2.1. Розрахунок каната, діаметрів  барабана і блоків

Максимальне зусилля у вітці каната, що набігає на барабан, при підйомі вантажу;

                         

                              (6)

де  –  вага вантажу, кН; ;

     – вантажопідйомність крана

       – кількість віток канату, які утримують вантаж, ;

        – коефіцієнт корисної дії (ККД) поліспаста:

                           (7)

Де – ККД канатного блока з урахуванням жорсткості канату

(табл. Д.2, [1]) . Приймаю: ;

      – кратність поліспаста, ;

      – кількість відхиляючих блоків, в нашому випадку .

Розривне зусилля в канаті:

                   (8)

де  – мінімально допустимий коефіцієнт використання канату, який  наведено також в (табл. Д.6, [1]), .

За отриманим розривним зусиллям за ГОCТ 2688-80 (табл. Д.3, [1]) вибираю стальний канат і виписують тип канату, конструкцію, діаметр, розривне зусилля канату вцілому і розрахункову межу міцності дроту.

Приймаємо канат діаметром d=15мм, вантажного призначення, з дроту без покриття, вищої марки, лівої односторонньої звивки , не розкручується, маркірувальної групи 1568 МПа

Канат 15-Г-В-Л-О-Н-1568 ГОСТ 2688-80

Діаметр канатного барабана по центру навитого канату

приймаємо: ,

де  – мінімальний коефіцієнт вибору діаметрів (табл. Д.7, [1]),

по дну канавки

Діаметр канатних блоків по центру навитого канату:

.

Приймаємо:

де  – мінімальний коефіцієнт вибору діаметрів, (табл. Д.7, [1]), .

Із (табл. Д.9, [1]) вибираємо канатний блок .

Матеріали, з яких виготовляють канатні блоки сталь 20 (табл. Д.11, [1]).

Допустиме напруження [G] = 180 МПа, межа текучості 250 МПа.

2.2. Розрахунок вантажозахватного  пристрою

2.2.1 Розрахунок елементів гакової підвіски

Розглянемо послідовність та методику розрахунку елементів на прикладі крюкової підвіски нормальної конструкції.

За (табл. 31, [8]) приймаємо матеріали, які використовуються для виготовлення елементів гакових підвісок та механічні властивості.

Приймаю по ГОСТ 1050-88 сталь 35 із наступними параметрами:

 – границя міцності,

 – границя текучості.

Границя виносливості:

 – при розтязі,

 – при згині.

а) Вибір гака.

В залежності від номінальної вантажопідйомності та групи режиму

роботи  механізму підйому вибираємо  тип і номер гак (табл. Д.16, [1]).

Гак вантажний однорогий №19 , тип Б, ГОСТ 6627 -74.

б) Вибір упорного підшипника.

Вибираю упорний однорядний підшипник  із внутрішнім діаметром, рівним діаметру шийки гака , (табл. Д.19, [1]) статичною вантажопідйомністю, С0. Приймаємо підшипник ГОСТ 6874 -75 серії 8214 із слідуючими параметрами:           

Розрахункове навантаження на підшипник Qp повинно бути рівним або меншим ніж С0.

,                      (9)

де  – коефіцієнт безпеки ( табл. Д.18, [1]), .

в) Розрахунок траверси гака:

Навантаження на траверсу, яке передається через блоки та підшипники блоків (рис. 2.2), вважається рівномірно розподіленим  на  довжині

 

 


 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


 

Опорні  реакції рівні  приймаються прикладеними посередині

товщини блоків. Матеріал траверси сталь 45. Конструктивно призначаються лінійні розміри необхідні для розрахунку траверси гака:

 – (зазор) товщина лабіринтних дисків, ;

– товщина захисного листа орієнтовно може бути обчислена за формулою і приймається із стандартного ряду товщин листової сталі: = 6 мм.

Визначаємо проліт траверси:

                                                             (10)

де  – відстань між захисними листами,

    ;

   – зовнішній діаметр упорного підшипника, ;

    – відстань від опорної реакції до кореня цапфи (переріз Б-Б);

                          (11)

1ст = 70мм - ширина ступиці блока.

Діаметр цапфи

                      ,                             (12)

де   [ ] - допустимі напруження при згині,

,

 =290МПа - межа витривалості при згині [8, табл.3.2];

[n] =1,4 -  запас міцності на згинання [8, табл.3.6];

 kб’ =1,4 -  коефіцієнт концентрації напружень [8, табл.3.7].

 

г) Вибір і розрахунок підшипників  блоків.

Кожен з блоків встановлюється на двох радіальних однорядних шарикових. Вибір підшипників виконується  за діаметром осі з урахуванням  динамічної вантажопідйомності.

Радіальне навантаження на один підшипник

                          ,                 (13)                    

де  n - кількість блоків.

Еквівалентне навантаження згідно з типовими графіками навантаження механізмів може визначатися для різних груп режиму роботи за виразами [8]:

.

Приведене навантаження:  

                                                     (14) 

де  V   коефіцієнт обертання; V = 1,2  - коли обертається зовнішнє кільце підшипника;  kб = 1,2 - коефіцієнт безпеки [1, табл.18].

Необхідна динамічна вантажопідйомність

,                                        (15)

де     показник степеня:  = з для шарикопідшипників; L - номінальна довговічність підшипника,

млн.хв.                                            (16)

Lh - строк служби підшипника згідно з групою режиму роботи, хв;

nб  - частота обертання блока, об/хв,

,                                (17)

Vвж=0,14 - швидкість підйому вантажу, м/с.

За отриманими значеннями діаметра осі та динамічної вантажопідйомності вибирають із каталогу [1, табл.20] радіальні однорядні підшипники №216 ГОСТ 8338-75 з С=70200 Н, С0=45000 Н, d=80 мм, D=140 мм, В=26 мм.

д) Визначення висоти і діаметра гайки крюка.

Матеріал для виготовлення гайки  крюка сталь 45. Висота гайки розраховується з умови недопущення зминання різьби. При цьому допустиме напруження на зминання приймається [ ] = 30... 35 МПа.

Висота гайки повинна бути не менше

,             (18)

приймаю Н=45мм.

де  t =10 - крок різі;

dз =80 і dв=69  - зовнішній і внутрішній діаметр різьби крюка.

Після розрахунку висота гайки призначається  з урахуванням довжини різьби на хвостовику крюка і необхідності встановлення стопорної планки, Зовнішній  діаметр гайки:

DЗ = 1,8dЗ =1,8∙80=144мм.

 

2.3 Розрахунок  потужності і вибір двигуна,  вибір редуктора

Розрахункова потужність двигуна  механізму  підйому  вантажу  при  підйомі номінального вантажу, кВт

                                                      

де  Gв -  сила тяжіння маси вантажу, кН;

Vв=0,14  - швидкість підйому вантажу, м/с;

=0,85 -  ККД механізму підйому [1, табл.2].

З каталогу [1, табл.24,25] вибираю електродвигун  змінного струму з фазним ротором  і виписую тип двигуна МТF 511-8, потужність N=34 кВт, частоту обертання n = 695хв-1, максимальний момент Мmах =1020 Нм, момент інерції ротора Іp =1,095. Виходячи з того, що кран працює з вантажами не лише номінальними, але й з меншими ніж номінальний, потужність двигуна механізму підйому може бути меншою від розрахункової на 15...20%, з урахуванням подальшої перевірки двигуна на нагрівання.

Номінальний момент на валу двигуна, Нм

,           

                                    (27)

(розмірність  N -  в кВт,  n -  в хв-1).

Розрахункове передаточне число  редуктора:

   ,                                                      (19)                        

де nб -  частота обертання барабана, об/хв

,                                                     (20)             

Vk =Vв∙ u∙60=33,6м/хв - швидкість каната при навивці на барабан.

Редуктор механізму підйому  вибирають   виходячи з  розрахункового обертального моменту на тихохідному  валу,  частоти  обертання  ротора двигуна, групи режиму роботи  механізму  і  необхідного  передаточного  числа.

Обертальний момент на тихохідному  валу редуктора

,   (21)

де  а  - кількість віток канату, закріплених на барабані;

=0,96  -   ККД барабана [1, табл.2].

З каталогу [1, табл.66] вибираю редуктор і виписую його тип  Ц2-350, сумарну міжосьову відстань аw=350мм, передаточне число up=40 при режимі роботи М5, схемі збірки 14.

Фактична швидкість підйому  вантажу

                                   (22)             

і фактична частота обертання барабана

    (23)

2.4. Вибір гальма  і муфт механізму підйому

2.4.1. Вибір гальма

Гальмо встановлюється на швидкохідному  валу механізму.

Розрахунковий гальмівний момент

Mг = kг Мст.г=1,75∙170,884=299Нм,   (24)

де  kг=1,75-  коефіцієнт запасу гальмування [1, табл.Д.46];

Мст.г   -  статичний момент на валу двигуна при гальмуванні ,

              (25)        

З каталогу гальм [1, табл.Д.48]  вибираю двоколодкове гальмо з електрогідроштовхечем типу ТКТГ-300М з максимальний  гальмівним  моментом М=800 Нм,  діаметром гальмівного шківа D = 300мм.

 

2.4.2. Муфта між  двигуном і редуктором

Між двигуном і редуктором встановлюється зубчаста або втулково-пальцева муфта  з гальмівним шківом [1, табл.29,30].   Муфту вибирають згідно з  типорозміром прийнятого гальма  і  виписують  характеристики муфти: діаметр гальмівного  шківа  Dг, найбільший обертальний момент, який може передати муфта М, момент інерції Ім.

Розрахунковий момент для муфти  може бути визначений за виразом

Mp = k1k2MCT=1,3∙1,1∙236,52= 338,2Нм ,                      (26)         

де  k1=1,3 і k2 =1,2- коефіцієнти, які враховують, відповідно, ступінь

відповідальності та умови роботи муфти [1, табл.26]; Мст  - статичний момент на валу двигуна при підйомі номінального вантажу, 

.                   (27) 

   За [1, табл. Д.31]  приймаємо муфту втулочно-пальцеву з Dг=200 мм,

Мmax = 500 Нм, Ім = 0,1274 кг·м2.

            

2.4.3. Муфта між редуктором і  барабаном

Для з’єднання вала барабана з тихохідним валом редуктора  застосовується вмонтована в барабан зубчаста напівмуфта.

За [7.табл. 11] приймаємо муфту зубчату кількістю зубців z=54 та

модулем m=8.

2.5. Перевірка правильності  вибору електродвигуна

 

2.5.1. Перевірка  двигуна на тривалість пуску

Середня тривалість пуску при підйомі номінального вантажу

,                             (28)

де  Iзв -  момент інерції рухомих мас механізму,  зведений  до

      вала двигуна

 

 

б = 1,05...1,25   коефіцієнт,  що  враховує  момент  інерції  мас деталей, які обертаються повільніше, ніж вал двигуна;

ІР=1,095кгм2, Ім =0,1274кгм2 -  момент інерції ротора електродвигуна і муфти, встановленої між двигуном і редуктором;  g = 9,81 ;

Dб -  діаметр барабана по центру навитого канату;

Uм - загальне передаточне число механізму,  ;

-  кутова швидкість вала  двигуна,  

    ,   (29)

МСТ  - статичний момент на валу двигуна при підйомі номінального вантажу.

Мп.ср - середній момент електродвигуна в період пуску,

;

.

Середнє прискорення при пуску  механізму  підйому  з  номінальним  вантажем

,                                    (30)

де  VВжФ=0,0728м/с2   фактична швидкість підйому вантажу.

Рекомендовані значення прискорень в  кранових механізмах  наведено в (1табл.23).

2.5.2. Визначення тривалості  гальмування механізму підйому

Для відрегульованого на розрахунковий  гальмівний  момент  гальма тривалість гальмування механізму підйому

,                   (31)

 

де  Iпр   момент інерції рухомих мас механізму при гальмуванні, приведений до вала двигуна

,   (32)

(знак "плюс" відповідає тривалості  гальмування при підйомі вантажу, знак "мінус"   при опусканні вантажу). Значення  тривалості  гальмування  рекомендується  мати  в  межах тривалості пуску двигуна.

Прискорення при гальмуванні вантажу, що опускається

.                                 (33)

2.5.3. Перевірка  двигуна на нагрівання

1. Визначається середній робочий  шлях механізму  lср=0,5∙Н=0,5∙10=5м.  Орієнтовні дані про середні робочі шляхи наведено [1, табл.42].

2. Визначається середня тривалість  робочої операції

,    (34)

де  v   номінальна швидкість виконання робочої операції.

3. За відношенням  tп/tp =0,19/35,71=0,005  (де  tп -  час несталого режиму,  напр. час пуску) з використанням графіка [1, стор. 42] визначається коефіцієнт  =0,75.

4. Еквівалентна потужність робочої  частини циклу механізму

Nс = ∙N=0, 75∙16803,95=12603 Вт,

де  N  - статична потужність, яка  необхідна для виконання  робочої  операції з номінальною швидкістю

                 (35)

5. Еквівалентна потужність, віднесена  до тривалості вмикання (ТВ)

                       

,                              (36)

де   Ке=0,5    -  коефіцієнт,  що  залежить  від групи режиму  роботи механізму [1, табл.43].

6. Двигун вважається вибраним  вірно, якщо значення  Nтb менше від номінальної потужності двигуна при відповідній ТВ.

NТВ < N

<
Вт

2.6. Розрахунок  вузла барабана

2.6.1. Розрахунок  довжини барабана і товщини  стінки

Довжина каната, навитого на одну половину барабана

.    (37)

 

Кількість витків нарізки на одній  половині барабана

,               (38)                    

де   (1,5... 2)  - кількість запасних витків.

Довжина нарізки на одній половині барабана

lH=zB.tH=42∙18,47=0,775м ,

де  tн =18,47 - крок нарізки барабана для відповідного  діаметра  канату[1, табл.8].

Повна довжина барабана

    

,                        (39)

де  lЗ = 2 tН -   довжина ділянки барабана з кожної  сторони,  яка

використовується для закріплення канату.

Барабани виготовляють литими з  чавуну СЧ15 з межею міцності на стиск  = 700 MПа або із сталі (литі, зварні). З розрахунку на стиск товщина стінки барабана

,                     (40)         

де  ,  k=4,25 - коефіцієнт запасу міцності [1, табл.10].

З умов технологічного процесу виготовлення литих барабанів, товщина стінки повинна бути не менше 12 мм і визначається за формулами:

для чавунних барабанів    = 0,02 Dб + (6...10) =12мм.

 
        2.6.2. Розрахунок осі барабана та вибір підшипників

Вісь барабана виготовлена з  сталі 45 ГОСТ 1050-74. При спрощеному розрахунку осі барабана визначають її діаметри в небезпечних перерізах за напруженнями згину. Визначившись з компоновочною схемою вузла барабана складають розрахункову схему осі (рис.2.3). Для визначення геометричних розмірів l, а, b, d за розрахунковими та вибраними параметрами викреслюють в масштабі габарити редуктора, барабана з ступицями, опори осі барабана в розрізі, в тому числі зубчасту напівмуфту. Розміри а, d призначаються конструктивно з умови можливості виконання монтажних та ремонтних робіт.

Небезпечними маємо перерізи  1-1  і  2-2, які співпадають з  осями ступиць барабана, і переріз  3-3  більш навантаженої цапфи осі.

;                      (41)                

.                  (42)                

 

 

Рис. 2.3. Розрахункова схема осі барабана

 

Реакції в опорах:

;   (43)

.   (44)

 

Величина    Rа    до  того  ж  є  уточненим значенням консольного навантаження на тихохідний вал редуктора.

Згинальні моменти в перерізах  1-1  і  2-2

;

.

Проект мостового крана