Расчет консольного крана

Учреждение образования

Белорусский Государственный Университет  Транспорта

Кафедра «Детали машин и подъёмно-транспортные механизмы»

 

 

 

 

 

 

        

 

курсово проект

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Выполнил:        Проверил

студент группы                   преподаватель

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Учреждение образования

Белорусский Государственный Университет  Транспорта

Кафедра «Детали машин и подъёмно-транспортные механизмы»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Консольный  кран

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

.        

                                                  

 

 

 

 

2005

 


СОДЕРЖАНИЕ

 

 

Введение          4

1 Назначение и устройство  крана      5

2 Расчёт механизма  подъёма груза

2.1 Выбор кинематической  схемы      7

2.2 Выбор крюковой подвески       7

2.3 Выбор каната         8 

2.4 Определение основных  размеров барабана    9

2.5 Выбор двигателя         10 

2. 6 Выбор редуктора  и определение параметров передачи  11

2.7 Выбор муфты и  тормоза       11

2.8 Проверочные расчёты        13

3 Расчёт механизма  передвижения крана

3.1 Выбор кинематической  схемы      17

3.2 Определение статической нагрузки на ходовые колёса  17

3.3 Выбор колёс и  рельсов        17

3.4 Определение сопротивлений передвижению  крана   18

3.5 Выбор двигателя         18

3.6 Выбор передачи         19

3.7 Выбор муфт и тормоза        19

3.8 Проверочные расчёты        22

4 Расчёт механизма  передвижения тележки

4.1 Выбор кинематической  схемы      25

4.2 Определение статической  нагрузки на ходовые колёса  25

4.3 Выбор колёс и  рельсов        25

4.4 Определение сопротивлений  передвижению крана   25

4.5 Выбор двигателя         26

4.6 Выбор передачи         26

4.7 Выбор муфт и тормоза        27

4.8 Проверочные расчёты        29

Список литературы         

 

 

 

 

 


ВВЕДЕНИЕ

 

В процессе подготовки будущего инженера к самостоятельному решению  технических и производственных задач одно из ведущих мест принадлежит курсовому проектированию.

Цель данного курсового  проекта – закрепить и обобщить теоретический материал, изложенный в курсе “Подъёмно-транспортные механизмы”.

Грузоподъёмные машины применяются во всех отраслях народного  хозяйства. В них используются различные механизмы, приводы, металлоконструкции и др. очень чётко выявляются действия нагрузок, особенно динамических.

Как и любая отрасль  машиностроения, краностроение имеет  свою специфику. Особо следует отметить то обстоятельство, что, являясь своеобразным аккумулятором энергии, крановые устройства представляют собой источник повышенной опасности, что также связано с необходимостью знать основы их расчёта и постоянным повышением точности этих расчётов.

Любое проектирование основано на максимальном использовании  существующих конструкций, их улучшении и усовершенствовании. В данной работе проектируется козловой кран грузоподъёмностью      10 тонн.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


1.  НАЗНАЧЕНИЕ И УСТРОЙСТВО  КРАНА

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


2  РАСЧЁТ МЕХАНИЗМА ПОДЪЁМА ГРУЗА

 

2.1 Выбор кинематической  схемы

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 1 – Кинематическая схема  механизма подъёма груза.

Все передачи помещены в  редуктор. Соединение вала этого редуктора с барабаном осуществляется при помощи специальной зубчатой муфты. При серийном производстве кранов такая схема позволяет производить блочную сборку узлов тележки, используя типовые редукторы и узлы, что значительно упрощает изготовление и сборку механизмов на заводе. Недостаток этой схемы – малая доступность для осмотра узла соединения редуктора с барабаном.

 

2.2 Выбор крюковой подвески

 

Исходя из заданного  лёгкого (2М) режима работы механизма и грузоподъёмности крана по ГОСТ 6627-74 выбирается заготовка однорогого крюка  №15 [2]. В качестве материала крюка принята сталь 20 с пределом прочности МПа и пределом текучести Мпа. Запас прочности [n] = 1,2. Допускаемые напряжения на разрыв [ ] = 70 МПа.

По таблице 1 принимаем  сдвоенный двукратный полиспаст.

  Таблица 1 – Рекомендуемая кратность полиспастов

Простой полиспаст

Сдвоенный полиспаст

Грузоподъемность, т

Кратность одного полиспаста

Грузоподъемность, т

Кратность одного полиспаста

До 1

1…2

До 8

2

1,25…6,3

2…3

10…16

2…3

8…16

3…4

20…32

3…4

20…32

5…6

40…50

4…5


 

 

 

 

 

2.3 Выбор каната


 

Канат выбирается по максимальному  статическому усилию

где G – вес номинального груза с весом крюковой подвески, Н;

zКБ – число ветвей, навиваемых на барабан, zКБ = 2;

uп – кратность полиспаста, uп = 2;

hn – КПД полиспаста, hn = 0,94;

hн.бл. – КПД направляющих блоков, hн.бл = 1;

k – коэффициент запаса (таблица 2), k = 5,0.

 кН.

        Таблица 2 – Наименьший допускаемый коэффициент запаса    прочности   
        стальных канатов k по правилам Госгортехнадзора

 

Назначение канатов

Привод  
механизма

Режим работы

k

Грузовые и стреловые

Ручной

  

4,0

Машинный

Легкий

5,0

Средний

5,5

Тяжелый

6,0

Весьма 
тяжелый

6,0


 

С учетом данных таблицы 3 выбираем по ГОСТ 2688-80 канат двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6´19(1+6+6/6+1о.с) диаметром d = 16,5 мм, имеющий при маркировочной группе проволок 1568 МПа разрывное усилие S = 139 кН.

 


 Таблица 3 – Канаты, рекомендуемые  для грузоподъемных машин

ГОСТ

Диаметр каната, мм

Для кранов

Для лифтов

Для талей

2688-80

8,3…42

-

4,1…15

3069-80

-

-

3,7…5,9

3077-80

-

11,5…25,4

-

3079-80

35…62

-

-

7665-80

8,1…45

11,5…25,5

8,1…16

7668-80

18…46,5

-

-

7670-60

8,3…34

-

-


 

Канат грузовой (Г), первой марки (1), из проволоки с оцинкованным покрытием (С), правой крестовой свивки (–), нераскручивающийся (Н):

Канат – 15 – Г – 1 – I – С – Н – 1568 ГОСТ 2688-80.

 

2.4 Определение основных  размеров барабана

 

Требуемый диаметр барабана по средней линии навитого стального каната (рисунок 2)

D = de,                              

где d – диаметр каната, мм;

 е – коэффициент, зависящий от типа машины, привода механизма и режима работы механизма (таблица 4).  

D = 16,5 ∙ 20 = 330мм.

Принимаем диаметр барабана D = 335 мм.

 

 

 

 

 

 

Таблица 4 – Наименьшие допускаемые значения коэффициента e по  
       правилам Госгортехнадзора

 

Тип грузоподъемной  
машины

Тип  
привода  
механизма

Режим работы механизма

e

Грузоподъемные машины всех типов  за исключением стреловых кранов, электроталей и лебедок

Ручной

-

18

Машинный

Легкий

20

Средний

25

Тяжелый

30

Весьма тяжелый

35


 

Рисунок 2 – Профиль канавок  на барабане

 

Длина каната, навиваемого  на барабан с одного полиспаста

, м,     

где Н – высота подъёма груза;

un – кратность полиспаста;

м.

Число рабочих витков барабана

;


Принимая Zнепр = 2 – число неприкосновенных витков и Zкр = 3 – число витков для крепления конца каната, а также шаг нарезки t = 1,165d = 19 мм, определяем длину одного нарезного участка

Lн = t(Zр + Zнепр + Zкр) = 19∙(23 + 2 + 3) = 532 мм.

Длина гладкого среднего участка принимается  равной L0 = 160 мм  [1].

Длина гладкого концевого участка  равна

Lк = (4..5)d = 330 мм.

Таким образом общая длина барабана равна

Lб = 2Lн + L0 + 2Lк, мм ,                                          [3]

Lб = 2∙532 + 160 +2∙330 = 1884 мм.

Минимальная толщина  стенки литого чугунного барабана должна быть не менее

Принимаем = 16 мм  [1].

 

2.5 Выбор двигателя

Определяем статическую мощность двигателя механизма подъёма  груза

 кВт,

где G – вес поднимаемого груза и крюковой подвески, кН;

v – скорость подъёма груза, м/с;

  η – КПД механизма, предварительно принимаем  η = 0,82;

 кВт.

  Номинальная мощность двигателя принимается равной или несколько меньшей (с учётом коэффициента использования мощности) расчетной статической мощности.

Выбираем крановый электродвигатель MTF 411-6 , имеющий при ПВ = 15 % номинальную мощность Pном. = 30 кВт и частоту вращения  n = 945 мин-1. Момент инерции ротора Ip = 0,312 кг·м2, максимальный пусковой момент двигателя Tmax = 480 Н·м    [1].

 

2. 6 Выбор редуктора  и определение параметров передачи

Частота вращения барабана


 мин-1,

 

где un – кратность полиспаста;

           D – диаметр барабана, м.

Требуемое передаточное отношение  редуктора

Расчетная мощность редуктора

 кВт,

где kp – коэффициент, учитывающий условия работы редуктора;

  Р – наибольшая мощность, передаваемая редуктором при нормально протекающем процессе работы механизма; Р = Рс.

Выбираем редуктор по передаточному числу и мощности: цилиндрический, двухступенчатый, горизонтальный, крановый типоразмера КЦ2-500 с передаточным числом uр = 43,4 и мощностью на быстроходном валу при среднем режиме работы Рр = 31 кВт [1].

 

2.7 Выбор муфты и  тормоза

 

Момент статического сопротивления на валу двигателя  в период пуска

, Н×м,

где Fб – усилие в грузоподъёмном канате набегающем на барабан, Н;

z – число полиспастов в системе (число ветвей каната, наматываемых на барабан), z = 2;

Dб – диаметр барабана лебедки подъёма, м;

u – общее передаточное число привода механизма;

hб – КПД барабана, hб = 0,94; 
hпр – КПД привода барабана, hпр = 0,9;

 

,

кН ,

кН×м.

Расчетный момент для  выбора соединительной муфты

, Н×м,


где k1 – коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма (таблица 5);

        k2 – коэффициент, учитывающий режим работы механизма (таблица 5).

кН×м.

                 Таблица 5 – Значения коэффициентов k1 и k2

Наименование 
механизма

k1

k2 при режимах

Л

С

Т

ВТ

Подъема

1,3

1,1

1,2

1,3

1,5

Передвижения

1,2

Изменения вылета

1,4

Поворота

1,4


 

 

Выбираем по требуемому крутящему моменту упругую втулочную–пальцевую муфту ГОСТ 21424-75 с тормозным шкивом диаметром                D = 190 мм и наибольшим передаваемым крутящим моментом 710 Н×м. Момент инерции муфты Iм = 0,125 кг×м2 [1].

Момент статического сопротивления на валу двигателя  при торможении механизма

 Н·м .

Необходимый по нормам Госгортехнадзора момент, развиваемый тормозом, выбирается из условия

 

Тт   ≥

kт = 168,1·1,5 = 252,2 Н·м,

где kт – коэффициент запаса торможения выбирается в зависимости от                                 режима работы механизма подъема груза (легкий – 1,5; средний – 1,75; тяжелый – 2,0; весьма тяжелый – 2,5)

Выбираем тормоз ТКТ-300 с тормозным моментом 500 Н·м, диаметром тормозного шкива DT = 300 мм. Регулировкой можно получить требуемый тормозной момент Тт = 252,2 Н·м.

 

 

2.8 Проверочные расчёты

 

2.8.1 Проверка двигателя  на время разгона


где δ = 1,1…1,25 – коэффициент, учитывающий  влияние вращающихся масс привода  механизма (кроме ротора двигателя  и муфты) валов и зубчатых колес редуктора, барабана, и др.;

    

 

I – момент инерции ротора двигателя и муфты 

I = Ip+Iм = 0,312 + 0,125 = 0,437 кг·м2;

n – частота вращения ротора электродвигателя, n = 945 об/мин;

Q – грузоподъёмность крана, Q = 10000 кг;

 – фактическая скорость  подъема груза 

 м/с,

где – фактическая частота вращения барабана

 об/мин.

Фактическая скорость отличается от ближайшего значения 0,125 м/с из стандартного ряда (таблица 6) на 8,8 %, что допустимо.

 

   Таблица 6 – Стандартный ряд скорости грузоподъёмных кранов с гибкой   подвеской грузозахватного органа (по ГОСТ 1575–81), м/с

 

Скорость, м/с

–

0,01

0,1

1,0

10

–

0,0125

0,125

1,25

12,5

–

0,016

0,16

1,6

–

–

0,02

0,2

2

–

–

0,025

0,25

2,5

–

0,0032

0,032

0,32

3,2

  

0,004

0,04

0,4

4

–

0,005

0,05

0,5

5

–

0,0063

0,063

0,63

6,3

–

0,008

0,08

0,8

8

–


 

Тср.п – средний пусковой момент двигателя

 Н·м,

где Тном – номинальный момент на валу двигателя ,

 

 Н·м;

ψ – минимальная кратность пускового момента электродвигателя   ( =1,1…1,4);

– максимальная  кратность пускового  момента электродвигателя ( =1,9…3,2),


с.

 

Ускорение при пуске

 м/с2.

Полученное значение время пуска tn и ускорения при пуске а соответствуют рекомендациям таблицы 7 и 8.

 

Таблица 7 – Ориентировочное  время пуска и торможения механизмов подъема и передвижения крана

 

Наименование механизма

Время, с

пуска

торможения

Механизм подъема груза при  скорости подъема груза:

менее 0,2 м/с

более 0,2м/с

 

1…2

1…2

 

1,0

1,5

Механизм передвижения:

Крана

Тележки

 

5…8

1,5…5

  

 

Таблица 8 – Наибольшие допускаемые ускорения (замедления) [а]   механизмов подъема

 

Назначение крана

[а], м/с2

Краны монтажные

0,1

Краны для подъема жидкого и  раскаленного металла

0,1…0,2

Краны машиностроительных заводов

0,2

Краны грейферные

0,8

Краны для перегрузки массовых насыпных грузов

0,6…0,8


 

 

2.8.2 Проверка двигателя  на время торможения

 

Определяем время торможения при  опускании груза (при подъёме  груза). Это время будет меньше, так как в этом случае момент от веса груза и тормозной момент действуют в одном направлении


 

 

Из таблицы 9 для среднего режима работы находим путь торможения механизма подъёма груза.

 

  Таблица 9 – Наибольшая допускаемая длина пути торможения механизма                       подъема груза

 

Режим работы механизма

Длина пути торможения S, м

Легкий
v/2

Средний
v/1,7

Тяжелый
v/1,3

 

 м .

Время торможения (с) механизма  подъёма в предположении, что  скорости подъёма и опускания  груза одинаковы, при равномерно замедленном движении из условия обеспечения допустимой длинны пути торможения

 > tт=0,8 с.

Замедление при торможении

 м/с2,

что соответствует данным таблицы 8.

 

2.8.2 Проверка двигателя  на нагрев

 

Во избежание перегрева  электродвигателя необходимо, чтобы  развиваемая двигателем среднеквадратичная мощность Pср удовлетворяла условию Pср ≤ Рном.


 Среднеквадратичная мощность  двигателя

, кВт

      где Тср – среднеквадратичный момент, Н м


,

           – время разгона и замедления механизма за цикл его работы, с;

= tп + tт =0,12 + 0,8 = 0,92 с;

              tу – общее время установившегося движения за цикл, с;

c;

   – общее время включения электродвигателя за цикл, с;

 с.

 Н×м;

 кВт.

Рср = 9кВт < Рном= 30 кВт – условие соблюдается.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


 

 

 

 


3.  РАСЧЁТ МЕХАНИЗМА  ПЕРЕДВИЖЕНИЯ КРАНА

 

3.1 Выбор кинематической схемы

Принимаем кинематическую схему  с раздельным приводом.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 3 – Кинематическая схема механизма передвижения крана.

                  

3.2 Определение статической  нагрузки на ходовые колёса

 

Ориентировочно масса  крана равна

 т.

Усилия, соответственно, на каждое ходовое колесо

. 

 

где  − вес тележки; принимаем  = 20 кН;

               − вес крана без тележки с грузом, = 1300 кН;

             − вес груза, = 100 кН;

              − число вертикальных ходовых колес, = 4;

             

 

 

 

 кН,

Усилия на каждое ходовое колесо

 кН,

 

 

 

 

 

 


 

3.3 Выбор колёс и  рельсов

 

По рекомендации  [2] принимаем диаметр колёс Dк = 500 мм, диаметр цапф dк = 100 мм и рельс КР-70 с плоской головкой по ГОСТ 4121-76. Коэффициент трения качения ходовых колёс по рельсам = 0,0005. Коэффициент трения в подшипниках f = 0,02.

 

 

 

    1.  Определение сопротивлений передвижению крана

 

Общее сопротивление  передвижению крана

 кН,

где Fтр – сопротивление трения, кН;

 кН;

  Fв – ветровая нагрузка, Fв = 0, т. к. кран работает в цехе;

 3.5 Выбор двигателя

 

Статическая мощность двигателя, необходимая для механизма передвижения крана, определяется

,                         

где η – КПД механизма, η = 0,85;

 кВт.

Поскольку в приводе  рассчитываемого механизма передвижения должно быть установлено два одинаковых двигателя, то на каждый из них (с учетом неравномерности распределения) приходится мощность, равная (0,5…0,6) Рс, т.е. 10,25 кВт.

Выбираем крановый электродвигатель типа 4А160М8У3 мощностью P = 11 кВт при ПВ = 25 % с частотой вращения n = 730 мин-1. Момент инерции ротора 0,18 кг·м2.

Номинальный момент двигателя 

 Н×м.                        

 

 

3.6 Выбор передачи

Частота вращения ходового колеса

 мин-1.

Общее передаточное число  привода механизма

.                                 


Поскольку в приводе  рассчитываемого механизма передвижения должно быть установлено два одинаковых редуктора, на каждом из них (с учетом неравномерности распределения) приходится мощность, равная (0,5…0,6) Рс, т.е. 5,5 кВт. Расчетная мощность на быстроходном валу для выбора редуктора определяется

Рр =

P,  кВт,                            

     где  – коэффициент, учитывающий условия работы редуктора; kp = 1,7;

Рр = 1,7 ∙ 5,5 = 9,35 кВт.

Исходя из этой мощности и требуемого передаточного числа выбираем для среднего режима работы и частоты вращения быстроходного вала        

nб = 730 мин-1 редуктор цилиндрический горизонтальный двухступенчатый типа КЦ1-200  с передаточным   числом  up = 27,5 и мощностью   Рр = 5,9 кВт.

 

3.7 Выбор муфт и тормоза

 

Номинальный момент, передаваемый двумя муфтами двигателя, принимается  равным моменту статических сопротивлений  на валу двигателя для механизма  передвижения

Расчет консольного крана