Расчет башенного крана

Содержание

ВВЕДЕНИЕ 2

Исходные  данные 3

1 Расчет и  проектирование механизма подъема  груза. 4

1.2.  Выбор  схемы лебедки 5

1.3. Выбор  крюковой подвески 5

1.4. Выбор каната, блоков, полиспаста 6

1.5. Выбор  типа и расчет основных параметров  барабана 7

1.6. Выбор  электродвигателя, передачи, муфт 12

1.7. Выбор  тормоза 15

2 Расчет и  проектирование  механизма передвижения  крана. 18

2.1 Выбор кинематической схемы. 18

2.2 Определение  статических нагрузок на ходовые  колеса. 18

2.3. Выбор  колес, колесных установок и  рельсов 20

2.4. Определение  сопротивлений передвижению крана 21

2.5. Выбор  двигателя, передачи, муфт 24

2.6. Выбор  тормоза 26

Список использованной литературы 29

 

 

ВВЕДЕНИЕ

Грузоподъемные машины  -  высокоэффективное средство комплексной  механизации и автоматизации  подъемно-транспортных, погрузочно-разгрузочных и складских работ. Применение таких  машин уменьшает объем использования  тяжелых ручных операций и способствует резкому повышению производительности труда. Автоматизация грузоподъемных машин позволяет включить ее в  поточную линию, а универсальность  использования – сделать составным  элементом гибкого автоматизированного  производства.

Грузоподъемные машины перемещают по пространственной трассе штучные  и сыпучие грузы, монтируют крупноблочные  промышленные и жилые здания, устанавливают  и монтируют оборудование промышленных предприятий, подают различные строительные материалы к месту их укладки, производят погрузочно-разгрузочные операции на складах строительных материалов, обслуживают производственные процессы в ремонтных и других цехах. Грузоподъемные машины являются машинами прерывного, (циклического) действия. В их рабочем  цикле периоды действия перемежаются с паузами.

Башенные  краны  перемещают  грузы  по  сложным  пространственным  траекториям. Благодаря  стреле, закрепленной  в  верхней  части  башни, они  имеют  большое  подстреловое  пространство, в котором размещается возводимое  здание  или сооружение.

 

 

Исходные данные:

Таблица 1.1 Исходные данные

№ п/п	Параметры	Значение
1	Тип крана	Башенный
2	Грузоподъемность, кН	50
3	Длина пролета (вылет), м	20
4	Высота подъема, м	40
5	Скорость подъема груза, м/с	0,6
6	Скорость передвижения крана, м/с	0,8
7	Скорость передвижения грузовой тележки (вылета), м/с	0,7
8	Вес крана, Т	28
9	Вес грузовой тележки, т	0,3
10	Группа режимов	1м
11	ПВ %	25

 

 

1 Расчет и проектирование механизма подъема груза.

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.

1.1 Выбор схемы запасовки грузового каната

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.

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

 

Выбирается схема запасовки каната с одинарным 2-х кратным полиспастом.

1.2.  Выбор  схемы лебедки

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.

Рис. 1.2. Кинематические схемы механизма  подъема груза

Для рассчитываемого узла принимается кинематическая схема  согласно рис. 1. 2 пункт б.

      (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 крюковой  подвески

Крюковые подвески служат для соединения грузозахватного  органа с канатом.

Грузозахватные органы предназначены  для захвата (застропки), надежного удержания, ориентирования и освобождения (отстропки) грузов при производстве погрузочно-разгрузочных операций.

По указанной в задании  грузоподъемности принимается крюковая подвеска 1-5-406 [1, c.279]

Таблица 1.2 Характеристики крюковой подвески

№ п/п	Характеристики	Значение
1	Типоразмер	1-5-406
2	Диаметр блоков, мм	406
3	Диаметр каната, мм	14…17
4	Грузоподъемность, кН	50
5	Режим работы	Л, С
6	Масса, кг	70,6

1.4. Выбор каната, блоков, полиспаста

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

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

(1.2)

где S_р - расчетное разрывное усилие каната;

 К - наименьший коэффициент запаса прочности, регламентируемый Правилами Госгортехнадзора; К = 3,35

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

         (1.3)

где G_гр - вес поднимаемого груза; G_гр = 50кН

G_под - вес грузозахватного органа;

i_пол - кратность полиспаста; i_пол = 4

 h_пол - коэффициент полезного действия полиспаста; h_пол= 0,97

 а - число ветвей каната, навиваемых на барабан; а=1.

 

 

Выбирается канат ЛК З 6×19(1+6+6/6)+1 о.с. по ГОСТ 2688-80, диаметр 14 мм, маркировочная группа 1470 МПа.

Диаметр направляющих блоков по средней линии навиваемого  каната  принимают согласно правил устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов из соотношения

       (1.4)

где  D_бл - диаметр блока по средней линии навиваемого каната;

d_к -  диаметр каната;

 I - коэффициент, зависящий от выбора диаметра блока, I = 18

 

Принимаются стальные блоки  D_бл =320 [1.  с.287]

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. Канатные барабаны по форме внешней поверхности  разделяют на цилиндрические, конические и коноидальные. Наибольшее распространение получили цилиндрические барабаны. Гладкие барабаны применяют для многослойной навивки каната при больших высотах подъема груза и необходимости уменьшить длину барабана по условиям компоновки. Однако у канатов, наматываемых на гладкие барабаны, появляются большие контактные напряжения в местах касания, происходит сплющивание каната при намотке в несколько слоев, что значительно снижает срок их службы. Поэтому на практике наибольшее распространение получили нарезные барабаны. Канавки их могут быть мелкими или глубокими. Мелкие канавки предпочтительнее, т.к. у них шаг нарезки  t_н  меньше, и, следовательно, меньше длина барабана при одинаковой канатоемкости. Однако глубокие канавки обеспечивают лучшее направление набегающего каната

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

  (1.5)

 

Диаметр барабана по дну  канавок:

(1.6)

 

Полученное значение округляется  до ближайшего большего из нормального  ряда 160, 200, 250, 320, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900 1000 мм.

 

       (1.7)

 

Минимальная длина  барабана для одинарного полиспаста, при навивке  каната в один слой:

     (1.8)

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 планками.

      (1.9)

где  Н - высота подъема  груза, Н=40000 мм ;

i_пол - кратность полиспаста, i_пол = 2;

 D_бар - диаметр барабана, D_бар =334 мм;

 z_н - количество неприкосновенных витков каната z_н =3;

 t_н - шаг нарезки.

t_н»(1,10¸1,23)d_к,      (1.10)

 

 

Толщина реборды:

       (1.11)

 

Принимается

Длина участка для крепления каната прижимными планками :

        (1.12)

 

Принимается

 

Расчет оси барабана сводится к определению диаметра ступицы  d_с  из условия работы оси на изгиб в симметричном цикле:

       (1.13)

где  М_и - изгибающий момент в расчетном сечении;

W - момент сопротивления  расчетного сечения при изгибе;

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

       (1.14)

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

к_о - коэффициент, учитывающий конструкцию детали ,к_о = 2,5;

[n] - допускаемый коэффициент запаса прочности для группы режима работы 1М, [n] = 1,4.

 

Составляется компоновка и расчетная схема барабана (рисунок 1.2), определяются реакции опор R₁ и R₂ и изгибающие моменты под ступицами.

Рисунок 1.2 Расчетная  схема для определения изгибающих

моментов оси барабана. 
l₁ =120 мм, l₂ = 200 мм;  
l=L_п+l₁+l₂=1408+120+200=1728 мм

      (1.15)

     (1.16)

 

 

Диаметр вала:

       (1.17)

 

Принимается

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

      (1.18)

 

Выбирается подшипник  3535131 по ГОСТ 24696-81 со следующими характеристиками:

Диаметр внутренний d =130 мм

Диаметр внешний D= 200 мм

Грузоподъемность С (С₀)= 552000(500000) Н

Подшипник считается выбранным  правильно, если выполняется условие:

       (1.19)

где  С_ф - фактический коэффициент работоспособности;

С_расч - расчетный коэффициент работоспособности.

      (1.20)

где Q - нагрузка приведенная к условной радиальной, Н;

n - частота вращения барабана, об/мин;  h - число часов работы подшипника, h=5000.

      (1.21)

где  R - радиальная нагрузка действующая на один подшипник, R=24314 Н;

К_к - коэффициент вращения, К_к = 1  при вращении внутреннего кольца,  К_д = 1,2 -  динамический коэффициент;

К_т = 1 - температурный коэффициент.

 

Частота вращения барабана:

 (1.22)

где  V_гр - скорость подъема груза, V_гр=0,6 м/с = 36 м/мин;

i_пол - кратность полиспаста i_пол= 2;

D_бар - диаметр барабана , D_бар = 0,334 м

 

Вращающий момент на валу барабана:

       (1.23)

 

 

 

Условие выполняется.

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.

В подъемно-транспортных машинах  применяются специальные крановые и металлургические двигатели постоянного  тока серии Д и двигатели общепромышленного типа серии 2П, крановые и металлургические асинхронные двигатели переменного тока с фазным ротором серии МТF и МТН, а также крановые и металлургические двигатели с короткозамкнутым ротором серии МТКF и МТКН, а в приводах малой мощности асинхронные двигатели единой серии 4А с короткозамкнутым ротором.

Мощность двигателя:

     (1.24)

где  G - вес номинального груза и крюковой подвески G=50,691, кН;

V - скорость подъема груза, V=0,6 м/с;

h - к. п. д. механизма,  h =0,80.

 

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

      (1.25)

 

Принимается двигатель 4МТКМ 225М8

Таблица 1.3. Характеристики двигателя

№ п/п	Характеристика	Значение
1	Мощность, кВт	30
2	Число оборотов, об/мин	700
3	КПД, %	85
4	Отношение максимального  момента к пусковому	2,8
5	Момент инерции ротора, кгм2	0,95
6	Диаметр вала, мм	70
7	Масса двигателя, кг	355,5

 

Номинальный момент двигателя:

       (1.26)

где N_н – номинальный момент двигателя, N_н=30 кВт;

η_дв – КПД двигателя, η_дв = 0,85

 

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 Ц2У, Ц2Н, Ц3У или ГК

Типоразмер редуктора  подбирается по требуемому передаточному  числу и передаваемой мощности

Требуемое передаточное число:

(1.27)

 

Допустимый момент для выбранного редуктора на тихоходном валу валу должен быть не менее крутящего момента на валу барабана.

Принимается редуктор Ц2У400.

Таблица1. 4. Характеристика редуктора

№ п/п	Характеристика	Значение
1	Передаточное отношение	10
2	Частота вращения входного вала об/мин	1500…500
3	Номинальный крутящий момент на выходном валу, Н∙м	14000
4	Межосевое расстояние, мм	400
5	Диаметр быстроходного вала, мм	60
6	Диаметр тихоходного вала, мм	140
7	КПД, %	97
8	Масса, кг	940

 

Фактическая скорость подъема  груза:

      (1.28)

 

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 вала двигателя  с валом редуктора применяется  упругая втулочно-пальцевая муфта. Для соединении тихоходного вала редуктора с валом барабана используется зубчатая муфта.

Принимается муфта упругая  втулочно-пальцевая с тормозным  барабаном по ГОСТ  21424-93 со следующими характеристиками:

Таблица 1.5 Характеристики МУВП с тормозным барабаном

№ п/п	Характеристика	Значение
1	Диаметр соединяемых валов, мм	60
2	Номинальный крутящий момент, Нм	1000
3	Диаметр тормозного барабана, мм	300
4	Масса, кг	21,93

 

Принимается муфт а зубчатая по ГОСТ 50895-96 со следующими характеристиками:

Таблица 1.6 Характеристики зубчатой муфты

№ п/п	Характеристика	Значение
1	Диаметр соединяемых валов, мм	140
2	Номинальный крутящий момент, Нм	25000
3	Частота вращения не более, об/мин	35
4	Масса, кг	100

1.7. Выбор тормоза

В грузоподъемных механизмах для замедления скорости опускания  груза и удержания его в  подвешенном состоянии применяются  тормоза и остановы. По правилам Госгортехнадзора механизмы подъема  груза и изменения вылета стрелы должны оборудоваться нормально  замкнутыми тормозами с автоматическим управлением. Для получения минимальных  габаритов тормоза его устанавливают  на быстроходном валу, где наименьший крутящий момент. Часто вместо тормозного шкива используют одну из полумуфт соединения вала электродвигателя с редуктором

Типоразмер тормоза выбирают по каталогу в зависимости от расчетного тормозного момента:

       (1.29)

где  Т_тк - каталожное значение тормозного момента; 

Т_тр - расчетный крутящий момент на валу тормоза

       (1.30)

где  К_т - коэффициент запаса торможения, принимается К_т= 1,5; 

Т_ст - статический крутящий момент при торможении, создаваемый весом номинального груза на валу, на котором устанавливается тормоз.

      (1.31)

где  G - вес номинального груза, G=50000 Н;

D_бар - диаметр барабана по средней линии навивки каната, D_бар=0,334 м;

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

U_max - передаточное число механизма,  .

h_max = h_пол × h_бл × h_ред     (1.32)

h_max =0,97∙0,97∙0,97=0,91

U_max = U_ред × i_пол      (1.33)

U_max=10∙2=20

 

 

Принимается тормоз ТКГ-300 со следующими характеристиками:

 

Таблица 1.7 Характеристики тормоза

№ п/п	Характеристика	Значение
1	Диаметр тормозного шкива	300
2	Тормозной момент максимальный, Нм	800
3	Тип привода	ТЭ-50МВ
4	Номинальное усилие толкателя, Н	500
5	Ход штока, мм	65
	Время наложения колодок, с	0,35
5	Масса, кг	55

 

 

2 Расчет и проектирование  механизма передвижения крана.

Механизм передвижения предназначен для передвижения крана к объекту  или в его пределах. В зависимости  от устройства опорной части механизмы  передвижения делятся на рельсовые, безрельсовые и канатные.

Башенный кран оборудован рельсовым механизмом передвижения с раздельным приводом.

2.1 Выбор кинематической схемы.

Принимается кинематическая схема, наиболее часто применяемая  на башенных кранах.

Рисунок 2.1. Кинематическая схема механизма передвижения крана.

1 - двигатель; 2 - упругая втулочно-пальцевая  муфта; 3 - редуктор; 4 - рама балансира; 5 - ходовое колесо; 6, 7 - колесо и  шестерня открытой зубчатой передачи; 8 – тормоз

Число ходовых колес принимается  равным 8.

2.2 Определение статических нагрузок на ходовые колеса.

Рисунок 2.2 Схема к расчету  нагрузок на опоры крана.

Нагрузка на одну опору  крана:

  (2.1)

где G_нч – вес неповоротной части крана

V – вес поворотной части крана и груза, приложенный в точке Е

t₀- смещение шарнира крепления стрелы относительно центра портала, t₀ =1 м;

M – момент, создаваемый силой тяжести поворотной части крана, включая груз, кН·м;

φ – угол между осью Х  и положением стрелы, φ = 45⁰;

S – база крана, S = 2,5 м

B – колея крана, В=2,5 м

G_нч =0,3G_кр       (2.2)

где G_кр – вес крана, G_кр = 28000∙9,8=274,4 кН

G_нч =0,3∙274,4=82,32 кН

 

где G_т – вес тележки, G_т = 300∙9,8=2,94 кН

G_пч – вес поворотной части крана

 

        (2.3)

где l – плечо приложения нагрузки

        (2.4)

 

где l_пч – расстояние от оси вращения до центра масс поворотной части крана, принимается l_пч = 2,5 м

 

 

По схеме наиболее нагруженной  является опора в точке В.

 

Нагрузка приходящаяся на одно колесо:

       (2.5)

2.3. Выбор колес, колесных установок и рельсов

Типоразмер ходовых колес  определяется их диаметром, который  принимается  в зависимости от максимальной статической нагрузки от веса груза и металлоконструкции крана, приходящейся на одно колесо и  определенной в пункте 2.2.

Принимается колесо крановое двухребордное  К2Р-500 диаметром D_к = 500 мм,

Со следующими характеристиками:

Таблица 2.1 Характеристики кранового  колеса

№ п/п	Характеристика	Значение
1	Диаметр поверхности катания  мм	440
2	Диаметр внешний, мм	550
3	Ширина поверхности катания, мм	100
4	Ширина колеса, мм	150
5	Ширина ступицы, мм	135
6	Диаметр отверстия под  вал, мм	115
7	Масса, кг	145

 

Принимается рельс Р50 ГОСТ 7174-75 со следующими характеристиками:

Рисунок 2.3 Рельс Р50 ГОСТ 7174-75. Размеры профиля.

Проверяется отношение ширины дорожки катания колеса и номинальной  ширины головки рельса:

       (2.6)

где В – ширина катания колеса, В = 100 мм

b – номинальная ширина головки рельса, b = 70 мм

 

Условие выполняется.

2.4. Определение  сопротивлений передвижению крана

Полное сопротивление W (кН) передвижению крана в период разгона, приведенное к ободу колеса:

W = W_тр + W_у + W_в + W_ин + W_гиб   (2.7.)

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.

Сопротивление, создаваемое  силами трения:

    (2.8)

где m - коэффициент трения качения колеса по рельсу, m=0,6 мм

 f - приведенный коэффициент трения скольжения в подшипниках колес, f=0,020

k_доп - коэффициент дополнительных сопротивлений, определяемых в основном трением реборд о головку рельса и трением элементов токосъемного устройства, k_доп=1,1

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

D - диаметр ходового колеса, D=500 мм;

d_ц - диаметр цапфы вала (оси) колеса, d_ц=115 мм.

 

 Сопротивление W_у (кН),  создаваемое допустимым уклоном подкранового пути:

 W_у = a (G_кр + G_гр)      (2.9)

где a - допустимый уклон рельсового пути, a » 0,001;

 G_кр, G_гр - вес крана и груза.

W_у = 0,001 (274,4 + 50)=0,324 кН

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

W_в = P_в × F × K_д × K_р      (2.10)

где Р_в - удельное давление ветра рабочего состояния, для Дальневосточного региона принимается равным 0,25 кН/м²;

F - площадь подветренной  стороны; 

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

К_р - коэффициент решетчатости конструкции (К_р=0,3¸1).

Площадь подветренной стороны:

       (2.11)

где а – ширина башни, принимается а=1,5 м

b – высота стрелы принимается b =1 м.

l_б – высота башни, принимается равной высоте подъема, l_б=40 м

l_c – длина стрелы, l_c=20 м

 

W_в = 0,25× 80 × 1,1 × 0,4=8,8 кН

Сопротивление, создаваемое  силами инерции:

W_ин = d × m_пост × а    (2.12)

где  d - коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся частей механизма d = 1,25,

m_пост - масса поступательно движущегося объекта (крана), m_пост=33 т;

 а - ускорение при  разгоне, а=0,15 м/с²,

W_ин = 1,25 × 33× 0,15=6,19 кН

Сопротивление, создаваемое  раскачиванием груза на гибкой подвеске:

W_гиб = G_гр × tgb     (2.13)

где b - угол отклонения груза от вертикали, b » 2 а/g = 0,03

W_гиб = 49 × 0,03=1,47 кН

W = 2,5 + 0,324 +8,8 + 6,19 + 1,47=19,3 кН

2.5. Выбор  двигателя, передачи, муфт

Необходимая мощность привода:

       (2.14)

где W - суммарное сопротивление  передвижению крана, W=19,3 кН;

V_кр - скорость передвижения крана, V_кр =0,8 м/с;

 h_пр - к.п.д. механизма принимается h_пр = 0,82;

y_n.ср - кратность среднепускового момента двигателя по отношению к номинальному, y_n.ср = 1,5

 

Двигатель выбирается из условия:

       (2.15)

где z_пр – число приводов, принимается, z_пр = 4

 

Принимается конический мотор-редуктор BAUER GEAR  BK-60-54HU/DSE11MP4/ES070A9 со следующими характеристиками:

 

 

 

Таблица 2.2 Характеристика электродвигателя

№ п/п	Характеристика	Значение
1	Мощность двигателя, кВт	4
2	Частота вращения двигателя, об/мин	1420
3	Передаточное число редуктора	22
4	Номинальный крутящий момент, Нм	1730
5	Тип тормоза	Встроенный, дисковый
6	Номинальный тормозной момент, Нм	70
7	Масса, кг	130

Передаточное число открытой зубчатой передачи:

        (2.16)

где n_дв - число оборотов двигателя, n_дв=1420;

U_ред - число оборотов ходового колеса, U_ред=32

 

Принимается U_оп = 2

Число зубьев z₁ принимается равным 17.

Диаметр зубчатого колеса d_н.к = 440 мм

Количество зубьев колеса: