Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Проектирование мостового крана

Санкт-Петербургский государственный политехнический университет

Институт металлургии, машиностроения и транспорта

Кафедра «Транспортные и технологические системы»

Загаба Б.А.

ПРОЕКТИРОВАНИЕ МОСТОВОГО КРАНА

ТТС.КП13ЗБ.0000

Пояснительная записка

к курсовому проекту

по дисциплине «Грузоподъемные машины»

Направление подготовки: 190000 «Наземные транспортно-технологические комплексы»

Специальность: 190205 «Подъемно-транспортные, строительные и дорожные машины и оборудование»

Группа 4045/2

Руководитель В.С. Бурлуцкий

Допущен к защите: « » 2013г

Санкт-Петербург

2013 г.

РЕФЕРАТ

Курсовой проект 44 с., 9 рис., 6 черт.

МОСТОВОЙ КРАН, ПОЛИСПАСТ, КАНАТ, ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ, РЕДУКТОР, МУФТА, ТОРМОЗ, МЕХАНИЗМ ПОДЪЕМА, МЕХАНИЗМ ПЕРЕДВИЖЕНИЯ, МОСТ.

Цель работы – проектирование мостового крана

Произведен расчет механизмов подъема и передвижения. Выбраны электродвигатели, тормоза, муфты, редукторы. Использован сдвоенный полиспаст кратности 4. Основная балка – металлическая конструкция, листовая, сварная.

Оглавление

ВВЕДЕНИЕ 5

1. Расчёт механизма подъёма 6

1.1. Выбор типа и кратности полиспаста 6

1.2. Расчёт и выбор каната 7

1.3. Определение параметров барабана и блоков 7

1.4. Выбор грузозахватного устройства 9

1.5. Выбор двигателя по статической мощности 9

1.6. Определение числа оборотов барабана и передаточного числа механизма подъема 10

1.7. Выбор редуктора 10

1.8. Выбор тормоза 11

1.9. Выбор муфты 11

1.10. Определение времени пуска и торможения 12

1.11. Компоновка привода 13

2. Проверочные расчеты элементов механизма подъема 14

2.1. Проверочный расчет крепления каната к барабану 14

2.2. Проверка оси барабана 16

2.3. Проверка подшипников качения 18

2.4. Проверка соединения барабан-редуктор 20

3. Расчёт механизма передвижения тележки 22

3.1. Определение массы тележки 22

3.2. Выбор ходовых колёс и расчёт их на контактную долговечность 22

3.3. Определение сопротивления передвижению 24

3.4. Нахождение статической мощности 25

3.5 Выбор мотор-редуктора 25

3.6. Выбор тормоза 26

3.7. Определение времени пуска и торможения 26

3.8. Определение запаса сцепления ходовых колёс с рельсами 27

3.9. Проверка отсутствия проскальзывания при работе тележки 28

4. Расчёт механизма передвижения крана 30

4.1. Определение массы крана 30

4.2. Выбор ходовых колёс и расчёт их на контактную долговечность 30

4.3. Определение сопротивления передвижению 33

4.4. Нахождение статической мощности 33

4.5. Выбор мотор-редуктора 34

4.6. Выбор тормоза 34

4.7. Определение времени пуска и торможения 35

4.8. Определение запаса сцепления ходовых колёс с рельсами 35

4.9. Проверка отсутствия проскальзывания при работе крана 37

5. Расчет моста крана 39

Заключение 42

Список используемой литературы 43

ВВЕДЕНИЕ

Целью данного курсового проекта является проектирование мостового крана.

Задачами данного проекта являются:

выполнить:

общие расчеты и компоновку крана в целом;
расчеты и проектирование механизма подъема;
расчеты и проектирование механизма передвижения тележки;
расчеты и проектирование механизма передвижения крана;
проектирование грузовой тележки;
проектирование и расчет сечения моста крана.

1. Расчёт механизма подъёма

1.1. Выбор типа и кратности полиспаста

Для мостового крана выбираем сдвоенный полиспаст, а=2. Выбор полиспаста следует осуществлять по рекомендуемому натяжению каната:

(1.1)

S_к≤50 кН

где Q – грузоподъёмность крана, т; g – ускорение свободного падения, м/с²; m – кратность полиспаста; η_п - КПД полиспаста; η_бл - КПД канатных блоков.

Согласно [3, с., 271] для блоков с подшипниками качения и углом обхвата блока канатом 180° η_бл = 0,98, a КПД полиспаста определяется по формуле

Примем кратность полиспаста m=4, _бл=0,98, тогда КПД полиспаста:

Тогда, натяжение в канате будет определяться по формуле

Таким образом, выбираем сдвоенный полиспаст кратности m=4(рис. 1.1.).

Рис. 1.1. Схема полиспаста

1.2. Расчёт и выбор каната

Выбор каната производится по величине разрывного усилия каната в целом Fo:

, (1.2)

где - наибольшее натяжение ветви каната; - минимальный коэффициент запаса прочности каната.

Согласно группе режима работы механизма подъема 5М[3, стр. 250]: .

Тогда:

С использованием справочных данных [3, стр. 246-247] выбираем канат двойной свивки типа ЛК-O, 6х19 проволок с одним органическим сердечником, ГОСТ 3077-80 со следующими параметрами:

1.3. Определение параметров барабана и блоков

Согласно [3, стр. 244] где e – коэффициент выбора диаметра барабана. В соответствии с [3, стр. 250] для режима работы 5М е =30;

Минимальный диаметр блоков и уравнительного блока , огибаемых стальным канатом, определяется по формулам [1, стр. 13]:

(1.3)

где -диаметр каната; - коэффициенты выбора диаметров соответственно блока и уравнительного блока, согласно группе режима работы механизма подъема 5М [1, стр. 13]: .

Подставив значения в получаем:

Окончательно принимаем : ; ; 290 мм;

Длина барабана L определяется по следующей зависимости(рис. 1.2.)

, (1.4)

где – длина реборды (принимаем конструктивно =30 мм, обычно ); – расстояние между нарезанными частями барабана (принимаем конструктивно А=150мм, обычно ); L_раб - длина рабочей части барабана.

Рис. 1.2. Схема барабана

Длину рабочей части барабана можно определить по следующей формуле:

, (1.5)

где а – тип полиспаста ; h- высота подъёма груза; m- кратность полиспаста;

t- шаг навивки;

число запасных витков ;

число витков, занятых креплением.

Подставив числовые значения, получаем:

Тогда

Принимаем L=1090 мм.

L_бар/D_бар=2,64 - отношение длины к диаметру барабана получилось менее 3,5, а в таком случае надо проверить барабан только на сжимающие напряжения.

Проверка стенок барабана на сжатие производится по формуле:

(1.6)

где – напряжения сжатия; -допускаемы напряжения на сжатие; - толщина стенки.

Барабан изготовлен из стали Сталь 20 для рабочего режима 5М =140 МПа [3., стр. 260].

Таким образом, выражая толщину стенки барабана и подставляя численные значения, получаем:

Принимаем толщину стенки барабана

Основные параметры барабана, полученные в процессе расчета:

, L_бар=1090 мм, δ_ст =10 мм; ; 290 мм;

1.4. Выбор грузозахватного устройства

В качестве грузозахватного устройства выбираем укороченную крюковую подвеску с однорогим кованным или штампованным крюком. Заготовка крюка №19 типа Б: Заготовка крюка 19Б ГОСТ 6627-74 [3, стр. 336-338].

Рассчитаем массу подвески по формуле:

где - грузоподъемность.

Тогда, вес груза на канатах – G₀:

1.5. Выбор двигателя по статической мощности

Определим мощность двигателя по формуле:

(1.7)

где - грузоподъемность; - скорость подъема; - КПД механизма.

КПД механизма:

(1.8)

где - КПД барабана, [3, стр. 271]; - КПД редуктора, [3, стр. 237] – для цилиндрической зубчатой передачи в масляной ванне; -КПД муфты, [3, стр. 238]; - КПД полиспаста, = 0,97 [см. п. 1.1.].

Подставив значения, получим:

Учитывая ПВ=25% , выбираем крановый асинхронный двигатель переменного тока с фазным ротором MTKH 412-6 [2, стр. 242]:

; b_дв=422 мм – диаметр наружной поверхности корпуса двигателя.

1.6. Определение числа оборотов барабана и передаточного числа механизма подъема

Определим скорость вращения барабана по формуле:

(1.9)

Передаточное число определим по формуле:

(1.10)

1.7. Выбор редуктора

Минимальное межосевое расстояние, обеспечивающее возможность компоновки элементов механизма подъема:

D, (1.11)

где D – допускаемый зазор; D=50…100 мм, принимаем D=50 мм.

Таким образом, минимальное межосевое расстояние, обеспечивающее возможность компоновки элементов механизма подъема:

Определим момент на тихоходном валу редуктора по формуле:

(1.12)

Выбор редуктора производится по следующим критериям:

| u_факт – u_расч | ® min

a_wфакт ≥ a_wmin

M_{тих факт} ≥M_{тих расч}

Выбираем горизонтальный цилиндрический двухступенчатый редуктор Ц2-500 со следующими характеристиками: u=25; M_тих=30 кН·м; a_w=500 мм.

Произведем расчет действительной скорости подъема:

Отклонение действительной скорости подъема от номинальной составляет ∆=.

1.8. Выбор тормоза

Выбор тормоза осуществляется по тормозному моменту:

(1.13)

где K_T- коэффициент запаса торможения, зависящий от группы режима работы. В нашем случае для группы 5М К_Т=1,75 [3, стр.396].

Подставим численные значения:

Таким образом, с учетом ПВ=25%, выбираем тормоз ТКГ-300 с тормозным моментом М_Т=800 Нм и настраиваем на расчетный тормозной момент М_Т=574 Нм.

1.9. Выбор муфты

Муфты выбираются в зависимости от передаваемого вращающегося момента и условий работы по формуле:

, (1.14)

где -расчетный вращающий момент, - коэффициент запаса прочности, - действующий вращательный момент, - допускаемый (табличный) вращающий момент, который способна передать муфта.

(1.15)

В общем случае , где - коэффициент, учитывающий степень ответственности соединения (=1,8), - коэффициент режима работы (=1,2), - коэффициент углового смещения, который должен учитываться в соответствии с ГОСТ 5006-83, для втулочно-пальцевых муфт =1. [3, стр. 305]

Выбираем втулочно–пальцевую муфту с тормозным шкивом [3, стр. 308] (D_Т=300мм) и с допускаемым вращательным моментом 1000Нм; J_m=1,5 кг*м².

1.10. Определение времени пуска и торможения

Проверку двигателя по времени пуска при подъёме груза выполняют по следующей формуле:

(1.16)

где

Для двигателей переменного тока:

, (1.17)

где – максимальный момент ротора двигателя, [2, стр. 242] .

Подставим числовые значения и получим:

1.11. Компоновка привода

В ходе раздела 1 были выбраны следующие элементы механизма подъема:

Барабан с параметрами 435х1090 мм;
Крановый асинхронный двигатель переменного тока с фазным ротором MTKH 412-6;
Редуктор цилиндрический крановый Ц2-500;
Тормоз ТКГ-300;
ВПМ с тормозным шкивом (D_Т=300мм) и с допускаемым вращательным моментом 1000Нм.

На рис. 1.3 представлена компоновка механизма подъема.

Рис. 1.3 Компоновка механизма подъема

2. Проверочные расчеты элементов механизма подъема

2.1. Проверочный расчет крепления каната к барабану

В качестве крепления каната к барабану выберем накладки (с каждой стороны) с двумя шпильками и трапецеидальной формой канавок:

Рис. 2.1. Схема крепления каната к барабану

В этом случае натяжение каната перед накладкой определим по формуле[4, стр. 63]:

, (2.1)

где - максимальное рабочее натяжение в канате при подъеме груза; S_k=20,4 кН - натяжение в ветви барабана; ψ₂=1,2- динамический коэффициент нагрузки во II случае нагружения;

- минимальный коэффициент трения между канатом и поверхностью барабана[4, стр. 63]; рад - минимальный угол обхвата барабана неприкосновенными витками[4, стр. 63];

Допускаемое напряжение растяжения в шпильке:

, (2.2)

где - запас прочности; - предел текучести для шпилек, изготовленных из стали 45Х;

Сила, растягивающая шпильку, определяется по формуле:

, (2.3)

Изгибающая шпильку:

, (2.4)

Суммарное напряжение в каждой шпильке рассчитывается по формуле:

, (2.5)

где z – число шпилек на накладке; - приведенный коэффициент трения между канатом и накладкой с трапецеидальным сечением канавки: , - угол наклона боковой грани канавки; =1,5 коэффициент запаса надежности крепления каната; =0,016м – расстояние от головки шпильки до барабана; - диаметр шпильки[3, стр. 63].

Подставим численные значения в формулы (2.3), (2.4) и (2.5):

Таким образом, условие прочности выполняется.

2.2. Проверка оси барабана

Ось барабана необходимо проверить по условию прочности на изгиб:

, (2.6)

Рис. 2.2. Расчетная схема оси барабана

Из расчетной схемы (рис. 2.2) определим реакции в опорах R1 и R2:

На рис. 2.3 представлена эпюра изгибающих моментов. Опасным является сечение А-А, так как оно ослаблено шпоночным пазом.

Рис 2.3. Эпюра моментов

Определим момент сопротивления сечения, ослабленного шпоночным пазом по формуле[3, с.227]:

, (2.7)

где d = 0,07 м - диаметр опасного сечения; b = 0,02 м - ширина шпоночного паза; h = 0,0075 м - глубина шпоночного паза;

Допускаемые напряжения:

(2.8)

где - предел текучести для стали 45; - запас прочности для поковки [3, с.232, т.I.63];

;

Условие прочности на изгиб выполняется, следовательно, выбранные размеры оси барабана правильны.

2.3. Проверка подшипников качения

В качестве правой опоры барабана выбран радиальный шариковый сферический подшипник ГОСТ 28428-90:

внутренний диаметр d = 70 мм;

наружный диаметр D = 150 мм;

статическая грузоподъемность C₀ = 190 кН [5,с.168].

Данный подшипник проверим на статическую грузоподъемность.

Статическая грузоподъемность подшипника определяется как статическая радиальная нагрузка, которой соответствует общая остаточная деформация тела качения и колец в наиболее нагруженной зоне контакта, равная 0,0001 диаметра тела качения. Необходимо, чтобы величина действующей на подшипник нагрузки не превышала статическую грузоподъемность:

(2.9)

где - радиальная составляющая статической нагрузки.

В этом случае остаточная деформация мала и она не снижает работоспособности подшипника.

Радиальная составляющая статической нагрузки:

В качестве левой опоры оси барабана выбран радиальный роликовый сферический подшипник ГОСТ 24696-81:

внутренний диаметр d = 60 мм;

наружный диаметр D = 130 мм;

статическая грузоподъемность C₀ = 166 кН;

динамическая грузоподъемность С =235 кН [5,с.168].

Данный подшипник проверим на динамическую грузоподъемность.

Метод проверки подшипников по динамической грузоподъемности применяют в случаях, когда частота вращения кольца n > 1 об/мин.

В качестве критерия работоспособности используем номинальную долговечность подшипника в часах:

(2.10)

где - эквивалентная нагрузка; - частота вращения; m - показатель степени (для роликоподшипников m = 10/3 [6,c.211]).

Эквивалентная нагрузка для радиальных роликовых подшипников:

(2.11)

где - коэффициент радиальной нагрузки [6,c.212];

- коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается [5,c.212];

- коэффициент условий работы [3, c.236];

- температурный коэффициент [6, c.212];

- радиальная нагрузка;

Номинальная долговечность подшипника в часах:

Определим скорректированный по уровню надежности и условиям применения расчетный ресурс:

(2.12)

где - коэффициент долговечности (при вероятности безотказной работы 90%);

- коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации.

Скорректированный ресурс:

L = 7000ч. – значение рекомендуемого ресурса подшипников для режима работы 5М [2, c.234].

Таким образом, выбранные подшипники удовлетворяют условиям долговечности.

2.4. Проверка соединения барабан-редуктор

Болты следует рассчитать на срез и на смятие боковой поверхности, поскольку они устанавливаются без зазора.

Рис. 2.4. Расчетная схема болтового соединения

Условие прочности на срез для болтов, установленных без зазора имеет вид:

, (2.13)

где =16 мм-диаметр болта; - сила, действующая на один болт:

, (2.14)

Где М = 30 кНм - вращающий момент на тихоходном валу редуктора; - количество болтов; D_бол = 492,5 мм - диаметр расположения болтов;

Допускаемые касательные напряжения:

(2.15)

где - предел текучести для болтов из стали 45Х ;

Подставим числовые значения в (2.13):

Таким образом, условие прочности на срез выполняется.

Условие прочности на смятие:

, (2.16)

где - допускаемые напряжения смятия

Условие несминаемости выполняется.

3. Расчёт механизма передвижения тележки

3.1. Определение массы тележки

Предварительно определим массу крановой тележки по формуле [1, стр 15]:

. (3.1)

3.2. Выбор ходовых колёс и расчёт их на контактную долговечность

Примем количество ходовых колёс n=4. Максимальная статическая нагрузка на одно колесо рассчитывается по формуле:

, (3.2)

На основе полученных результатов обосновываем выбор рельсовых колес с использованием справочных данных [3, стр.319] по условию:

P≤Pдоп,

где Pдоп – нормативное значение нагрузки на рельсовое колесо.

Параметры рельсового колеса по ГОСТ 3569-74:

- предельно допустимая нагрузка на рельсовое колесо Pдоп = 100 кН;

- диаметр дорожки катания колеса D = 32 см = 320 мм;

- диаметр реборды рельсового колеса Dmax =380 мм;

- диаметр цапфы колеса dц = 64 мм;

- ширина обода колеса B = 80 мм;

- тип рельса Р43 ГОСТ 6368-82;

- радиус закругления головки рельса R = 300 мм.

Напряжения в контакте обода колеса и рельса с выпуклой головкой определяем по формуле:

(3.3)

где К – коэффициент, зависящий от отношения радиуса закругления головки рельса R к диаметру колеса D ; при =0,9 принимаем коэффициент К=0,123 [3, стр.320]), - коэффициент, учитывающий влияние касательной нагрузки на напряжения в контакте; при принимаем=1,05; - коэффициент динамичности пары колесо – рельс, определяемый по формуле:

(3.4)

где - номинальная скорость передвижения, м/с; - коэффициент, зависящий от жесткости кранового пути, с/м (для рельс на металлических балках а=0,15 с/м [3, стр.320]); Р – максимальная статическая нагрузка на колесо, кН; D – диаметр колеса, см.

Подставим числовые значения в формулу (3.3):

Вычислим полное число оборотов колеса за срок службы по формуле:

, (3.5)

где D – диаметр колеса, см; - усредненная скорость передвижения колеса, м/с;

, (3.6)

где - коэффициент, зависящий от отношения времени неустановившегося движения (суммарного времени разгона и торможения) к полному времени передвижения t, [3, стр.320]; - номинальная скорость передвижения, м/с; - машинное время работы колеса в часах за срок его службы, для режима работы 4М [3, стр.322].

Подставим значения в формулу (3.5):

Приведенное число оборотов колеса за срок службы определяется как:

, (3.7)

где - коэффициент приведенного числа оборотов, исходя из отношения =, =0,16 [3, стр.323].

Тогда, подставим числовые значение в (3.7):

Допускаемое напряжение рассчитаем по формуле:

(3.8)

где - значение допускаемого напряжения при приведенном числе оборотов колеса для стали сталь 45 =610 МПа по ГОСТ 1050-74 [3, стр.321].

Таким образом, допускаемое напряжение будет равно (3.8):

следовательно, условие выполняется.

Таким образом, условие контактной долговечности выполнено.

3.3. Определение сопротивления передвижению

Статическое сопротивление передвижению, без учета ветровых нагрузок (кран работает в помещении), определяется по формуле:

(3.9)

где - сопротивление от трения в ходовых частях; – сопротивление от уклона пути.

Сопротивление от трения в ходовых частях можно рассчитать по формуле:

, (3.10)

где _o и - вес груза с грузозахватом и тележки (для опор кабельного крана – их составляющие по нормали к пути); и - диаметры колеса и его цапфы; для тележек (=250 мм) при (из соотношения ). - коэффициент трения подшипников, приведенный к цапфе колеса (=0,015 [3, стр.237]); - коэффициент трения качения, значения которого для качения стальных колес по рельсу (=0,4 [3, стр.421]); - коэффициент, учитывающий трение реборд и ступиц колес (=2,0 [3, стр.422]).

Подставим численные значения в (3.10):

Сопротивление движению от уклона пути определим по формуле:

, (3.11)

где i = 0,002 – уклон пути [2, т.2, стр.423].

Тогда, подставив численные значения в (3.11), получим:

Таким образом, статическое сопротивление передвижению будет равно:

3.4. Нахождение статической мощности

Выбор двигателя производится по статической мощности.

Статическая мощность двигателя определяется по формуле:

(3.12)

где – номинальная скорость передвижения, ; – общий кпд механизма передвижения, .

Тогда статическая мощность двигателя будет равна:

В конструируемой тележке будет 2 приводных колеса, поэтому Nk=Nc/2=1,02 кВт.