Проектирование мостового крана

Курсовой проект
Содержание скрыть

Целью данной работы является проектирование крана мостового типа в соответствии с техническим заданием.

Эти краны имеют жёсткую рамную или блочную несущую конструкцию мостового типа, установленную на колёса, перемещающиеся по рельсам, уложенным на колоннах (при открытых или закрытых складах) или по двутавровым путям подвешенным к балкам или к фермам здания. Мостовой кран состоит из двух основных частей — моста с механизмом передвижения и грузоподъёмной крановой тележки.

Мостовые краны могут иметь электрический и другой привод. Управление краном осуществляется из кабины, с пола (с помощью кнопочной станции, подвешенной на кабеле) и с центрального пульта.

Мостовые краны общего назначения (крюковые) грузоподъёмностью 5 — 250 тонн, предназначены для работы с различными штучными грузами. Они имеют один или два крюка и предназначены для выгрузки или погрузки различных штучных грузов. На складах и погрузочных площадках чаще всего применяются мостовые краны с одним крюком грузоподъёмностью 5, 10 и 15 тонн, имеющие управление из кабины. Они могут работать на переменном токе напряжением 220, 380 и 500 Вольт или на постоянном токе напряжением 220 и 440 Вольт.

Q, т

h, м

L, м

Род тока

20

10

16,5

переменный

Наименование механизма

Группа режима работы

ПВ, %

Скорость, м/мин

Механизм подъема

5 М

40

6

Механизм передвижения тележки

5 М

40

38

Принимаем схему механизма подъема в соответствии с рис.2.

Схема механизма подъема:

1-барабан

2-редуктор

3-двигатель

4-муфта

5-опора

2.1 Выбор полиспаста и расчет каната

Для кранов мостового типа необходимо использовать сдвоенный полиспаст, поэтому принимаем количество полиспастов а=2 и кратность полиспаста m=5.

КПД полиспаста найдем по формуле:

где бл — КПД блока, бл =0,98

Усилие в набегающем канате:

где Q — Грузоподъемность крана, кг;

  • m — кратность полиспаста;
  • а — количество полиспастов;

з п — КПД полиспаста

Расчетное разрывное усилие в канате при максимальной нагрузке

где- наибольшее натяжение в канате, принимаем ==20,42кН;

Определим по формуле : кН

Принимаем канат двойной свивки типа ЛК-РО конструкции 6х19 диаметром d=18 мм, имеющий при маркировочной группе проволок 1568 МПа разрывное усилие =163 кН. по ГОСТ 2688 — 80:

2.2 Определение размеров блоков и барабана

С целью ограничения в канате напряжений от изгиба при его выборе должно быть соблюдено соотношение между диаметром выбранного каната и диаметром блоков и барабана:

где d — диаметр каната,

  • диаметр блоков,
  • диаметр барабана,
  • диаметр уравнительного блока,
  • коэффициент, принимаемый по нормам Госгортехнадзора для блока,
  • коэффициент, принимаемый по нормам Госгортехнадзора для барабана.

— коэффициент, принимаемый по нормам Госгортехнадзора для уравнительного блока.

Принимаем =25 для режима 5М, тогда диаметр блоков:

Принимаем =22,4 для режима 5М, тогда диаметр барабана: , Принимаем =16 для режима 5М, тогда диаметр блоков: , Длина каната навиваемого на барабан с одного полиспаста при z 1 =2 и z2 =3:

где h — высота подъема,

D бар — диаметр барабана по впадинам,

m — кратность полиспаста,

z 1 — число запасных витков,

z 2 — число витков каната, находящихся под зажимным устройством.

Рабочая длина барабана:

где t — шаг навивки, t = 22,58 мм

i — число слоев навивки,

  • коэффициент неплотности навивки.

Принимаем =1, так как барабан нарезной. [2]

Полная длина барабана:

где a=0,240 м — длина гладкого среднего участка барабана, равного ширине подвески, b=0,03 м — длина гладкого концевого участка барабана.

2.3 Определение усилий в канате в месте его крепления к барабану

где S к =20,42 кН усилие в канате;

  • f — минимальный коэффициент трения между канатом и поверхностью барабана, f = 0,16;

1 = 22 = 4 — минимальный угол обхвата барабана неприкосновенными витками.

;

Сила, растягивающая один болт:

где z — число болтов, z=2;

f 1 — приведенный коэффициент трения между канатом и планкой с трапецеидальной канавкой ;

  • = 40 — угол наклона боковой грани зажимной канавки на планке;
  • = 2 — угол обхвата барабана одним витком каната.

;

2.4 Подбор болтов крепления прижимной планки

  • Рис. 3. Схема крепления каната на барабане накладкой
  • ,
  • где сумм — суммарные усилия в одном болте;
  • k — запас надежности крепления каната к барабану, k=1,7;
  • d1 — внутренний диаметр резьбы болта;
  • l = 38 мм — плечо изгиба болта;
  • [р ] — допускаемое напряжение на растяжение болта [р ] = 200 МПа для стали Ст 35.
  • Выберем болт два болта М18 ГОСТ 7805-70 с наружным диаметром резьбы D1 =18 мм и внутренним диаметром резьбы d1 =15 мм.
  • ,
  • условие прочности выполняется.

2.5 Расчет оси барабана

рис. 4

R A =RB =Sk =20,42 кH

Рис. 6

  • Реакции в опорах C и D находятся их уравнений моментов:
  • RD =20,34кН
  • RC =20,42 кН
  • Определение изгибающих моментов:
  • Первый участок оси: 0 х 0,150 м
  • Второй участок оси: 0 х 2,230 м
  • Третий участок оси: 0 х 0,140 м
  • Диаметр оси барабана:
  • ,
  • где Мmax — максимальный изгибающий момент,
  • =300 МПа для стали 45;
  • ,
  • принимаем диаметр оси dоси =50мм
  • Проверка оси барабана на изгиб:
  • ,
  • где — напряжение изгиба в оси барабана; []=300МПа
  • , условие проверки выполняется.

2.6 Расчет барабана на прочность

Выбираем материал для изготовления барабана сталь ВМСт3сп. Толщина стенки барабана:

где S к — натяжение каната;

  • t = 22,58 мм — наг навивки каната;
  • []-допускаемое напряжение в стенке барабана, []=130МПа для режима 5М. [3]

2.7 Подбор подшипников для опор C и D

Так как оба кольца подшипника в опоре С вращаются с одинаковой скоростью и неподвижны друг относительно друга, то подшипник подбирается по статической грузоподъемности при условии, что С 0 Рстат1 ,

где С 0 — статическая грузоподъемность подшипника.

Эквивалентная нагрузка: ,

где х 0 — коэффициент радиальной статической нагрузки, для роликовых подшипников х0 = 1

полипаст канат двигатель редуктор

Выбираем для оси шариковый радиальный сферический двухрядный подшипник легкой серии, с внутренним диаметром , внешним диаметром и статической грузоподъемностью . Подшипник 1211 ГОСТ 5720-75. [8]

  • Подбор подшипника для опоры D проводим по динамической грузоподъемности при условии, что СD C,
  • где С — динамическая грузоподъемность подшипника.
  • Эквивалентная нагрузка:
  • ,
  • где х — коэффициент радиальной нагрузки, для роликовых подшипников х = 1; коэффициент , учитывающий вращение колец, для случая вращения внутреннего колеса V=1;
  • kt = 1 — температурный коэффициент;
  • k — коэффициент условий работы,
  • k = 1,2 для механизмов подъема.
  • Динамическая грузоподъемность для роликового подшипника:
  • ,
  • где n — число оборотов барабана,
  • Ln — ресурс подшипника, Ln =16000ч.
  • Выбираем для оси роликовый радиальный сферический двухрядный подшипник легкой серии, с внутренним диаметром , внешним диаметром и динамической грузоподъемностью . Подшипник 3514 ГОСТ 5721-75. [8]

2.8 Подбор двигателя

Двигатель выбирается по статической мощности:

  • где V — скорость подъема груза, V=0,25 м/c;

мех — КПД механизма подъема, мех = 0,9;

Выбираем двигатель переменного тока MTKF 411-6 с короткозамкнутым ротором с номинальной мощностью 22 кВт при ПВ=40%, с n дв =935 об/мин Jp =0,475 кгм2 [1]

2. 9 Подбор редуктора

Выбор редуктора осуществляется по передаточному числу u механизма при номинальной частоте вращения двигателя n дв и барабана nб , об/мин, диаметром D, м.

Частота вращения барабана:

Общее передаточное число механизма: , Расчетный вращающий момент редуктора на тихоходном валу:

где m — кратность полиспаста.

Мощность редуктора:

где — КПД редуктора равный 60%.

Выбираем редуктор Ц2-500 с u р =50 и Мтих = 10,6кНм. [3]

2. 10 Подбор тормоза

Определим тормозной момент М т :

где k т — коэффициент запаса торможения;

k т = 2 — для режима работы 5М, отсюда

Выбираем тормоз ТКГ-200 с М т =300 Нм. Выбранный тормоз регулируем до необходимого тормозного момента (тормоз допускает регулировку тормозного момента 30%).

2. 11 Подбор муфты для соединения вала двигателя с валом редуктора

Выбираем втулочно-пальцевую муфту с тормозным шкивом (по ОСТ 24.848.03-79):

М к = kМн =k1 k2 k3 Mн ,

где — номинальный момент двигателя;

k 1 -коэффициент, учитывающий степень ответственности соединения, k1 =1,8;

k 2 — коэффициент режима работы, k2 =1;

k 3 — коэффициент углового смещения, k3 =1;

М к =1,811224,71=404,48 Нм;

Выберем муфту по ОСТ24.848.03-79: муфта втулочно-пальцевая с тормозными шкивами — М к =500 Н . м. Диаметр тормозного шкива муфты Dт =200 мм.

2.12 Проверка двигателя на время пуска , Проверим двигатель на время пуска: время пуска должно быть не менее 1-2 с. [3]

где V — скорость подъема;

мех = 0,9 — общий КПД механизма подъема;

J р и Jм — моменты инерции ротора двигателя и муфты;

  • средний пусковой момент двигателя;
  • где — номинальный момент двигателя;

=1,5-значение кратности среднего пускового момента двигателя

t п — удовлетворяет условию проверки.

2.13 Проверка тормоза на время торможения

Время торможения должно составлять 12 с. [3]

где J р и Jм — моменты инерции ротора двигателя и муфты;

n дв — число оборотов вала двигателя в минуту, nдв =935 об/мин;

  • Q-грузоподъемность крана, Q=20 т;
  • V-скорость подъема груза, V=0,1 м/с;

мех — к.п.д. механизма подъема, мех =0,9;

М т — тормозной момент, Мт = 288 Нм;

D бар — диаметр барабана, Dбар =404 мм;

  • m — кратность полиспаста, m=5;
  • u — передаточное число редуктора, u =50.

с

Проверка выполняется, следовательно, тормоз выбран правильно.

3. Расчет механизма передвижения крановой тележки

3.1 Предварительное определение массы тележки

Предварительная масса крановой тележки определяется:

т,

где m т — масса тележки, т;

  • Q — грузоподъемность крана, т.

3.2 Расчет ходовых колес крановой тележки

Максимальная статическая нагрузка на тележку:

где m т — масса тележки, кг;

m гр — масса груза, кг.

Максимальная нагрузка на одно колесо: . Тогда диаметр колеса D к =320 мм и тип рельса Рельс P43 ГОСТ 7173-54. [3]

Марка материала колеса сталь 65Г по ГОСТ 1050-74 с допускаемым контактным напряжением [ кон ]=750 МПа.

При точечном контакте, когда колесо катиться по крановому рельсу, контактные напряжения в ободе, МПа:

где 2 = 400 при стальном колесе;

k т = 1- коэффициент толчков, [3]

P — нагрузка на рельс одного колеса;

D к — диаметр колеса;

  • R=320 — радиус закругления головки рельса, мм;

[ кон ] — допускаемые контактные напряжения сжатия в ободе колеса, МПа.

МПа

3.3 Определение сил сопротивления передвижению тележки

Сопротивление передвижению тележки W с состоит из сопротивления от трения в ходовых частях Wтр , от уклона пути на Wу на угол , от ветровой нагрузки Рв .

Сопротивление от трения в ходовых частях:

где D к — диаметр колеса;

d ц — диаметр цапфы колеса, dц = 70 мм; [3]

ц — коэффициент трения подшипников, приведенный к цапфе колеса, принимаем ц =0,015, [3]

f = 0,4мм- коэффициент трения качения; [3]

k p — коэффициент, учитывающий трение реборд и ступиц колес. При использовании токопровода с помощью гибкого кабеля, kp =2. [3]

Сопротивление движению от уклона пути:

а при малых углах справедлива формула:

где — уклон пути. Для тележек на мосту крана принимают равным 0,003. [3]

Максимальное сопротивление движению от ветровой нагрузки Р в.II = pв F, где рв — давление ветра на заданной высоте;

  • F — наветренная площадь, зависящая от массы перемещаемого груза. Для массы 20т F = 16 м 2 . [2]

где q =125Па — динамическое давление ветра на высоте 10 м; [2]

k =1 — поправочный коэффициент высоты;

  • с — коэффициент аэродинамической силы, для тележек принимают 1,2;
  • n — коэффициент перегрузки, для рабочего состояния n = 1.

Максимальное сопротивление от ветровой нагрузки будет:

Средняя нагрузка ветра рабочего состояния :

Итак, сила сопротивления движению тележки:

3.4 Подбор двигателя

Двигатель выбирается по статической мощности:

где W c — сила сопротивления движению тележки;

  • V =0,63 — номинальная скорость движения тележки, м/с;
  • =0,85 — КПД механизма. [3]

Вычислим динамическую нагрузку двигателя:

[3]

где — значение кратности среднего пускового момента, равна 1,5. [2]

, [2]

где t р — время разгона тележки до номинальной скорости, примем tр =5

Выбираем двигатель переменного тока MTF 111-6 с фазовым ротором номинальной мощностью 3,5 кВт при ПВ=40%, с n дв =895 об/мин Jp =0,048 кгм2 [2]

3.5 Подбор редуктора

Выбор редуктора осуществляется по передаточному числу u механизма при номинальной частоте вращения двигателя n дв и мощности N.

Частота вращения колеса:

Общее передаточное число механизма:

принимаем u=25.

Номинальная мощность: N ном = 2,4кВт

Выбираем редуктор ВК-350 с u=10,69, N=2,9 кВт и n б =750 об/мин. [7]

3.6 Подбор муфты для соединения вала двигателя с валом редуктора

Выбираем втулочно-пальцевую муфту с тормозным шкивом (по ОСТ 24.848.03-79)

М р = k Мн =k1 k2 k3 Mн ,

где М н — номинальный момент двигателя;

где k 1 -коэффициент, учитывающий степень ответственности соединения, k1 =1,3;

k 2 — коэффициент режима работы, k2 =1;

k 3 — коэффициент углового смещения, k3 =1;

М р =1,31128,8=37,44 Нм;

  • Выберем муфту по ОСТ24.848.03-79: муфта втулочно-пальцевая с тормозными шкивами — М р =50Нм. [7]

Диаметр тормозного шкива муфты D т =200 мм.

3.7 Подбор тормоза

Выбор тормоза осуществляется по тормозному моменту. Тормозной момент на валу двигателя при движении по ветру под уклон по прямой:

где — по формуле для сопротивления от трения в ходовых частях при ,

  • максимальная ветровая нагрузка в рабочем состоянии крана, ,
  • номинальная частота вращения двигателя,
  • моменты инерции ротора двигателя и соединительных муфт на валу двигателя,

[2]

[6]

  • время торможения, для тележек t m =3c.

Выбираем Тормоз ТКП-200 с тормозным моментом . [3]

3.8 Проверка двигателя на время разгона

Проверим двигатель на время разгона t p тележки до номинальной скорости вверх по уклону против ветра:

где n дв =895 об/мин номинальная частота вращения двигателя;

J p =0,048, Jм =0,22 — моменты инерции ротора и соединительных муфт на валу двигателя, кгм2 ;

  • средний пусковой момент двигателя;

М н — номинальный момент двигателя;

  • значение кратности среднего пускового момента двигателя, для двигателей с параллельным возбуждением =1,5.

3.9 Проверка двигателя на кратковременную перегрузку

Проверим двигатель на кратковременную перегрузку при возросших статических сопротивлениях в условиях установившегося движения

где М двmax = 85 Нм — максимальный момент двигателя.

условие проверки выполняется, следовательно, двигатель выбран правильно.

3.10 Проверка на запас сцепление ходовых колес с рельсами

Запас сцепления ходовых колес с рельсами:

где N пр — нагрузка на приводные (тормозные) колеса;

  • коэффициент сцепления приводных колес с рельсами (для кранов, работающих на открытом воздухе, 0 =0,12);

min — минимальный коэффициент сопротивления движению,

;

F u — сила инерции; Wст — статическое сопротивление движению; [kсц ] — допускаемый коэффициент запаса сцепления; при работе с ветровой нагрузкой [kсц ]=1,1.

где D к — диаметр колеса; .

d ц — диаметр цапфы колеса,

d ц = 70 мм; [3]

ц — коэффициент трения подшипников, приведенный к цапфе колеса, принимаем ц =0,015; [3]

f=0,4мм- коэффициент трения качения; [3]

k p — коэффициент, учитывающий трение реборд и ступиц колес. При использовании токопровода с помощью гибкого кабеля, kp =2. [3]

где — уклон пути, для тележки на мосту =0,003

;

  • , условие проверки выполняется.

;

где t p — время разгона тележки, с.

;

;

  • , условие проверки выполняется.

3.11 Подбор зубчато муфты для механизма передвижения

Венец подбирают по крутящему моменту М зм , который они передают.

где М н — расчетный момент, передающийся через венец,

u — передаточное число редуктора u=10,69

Выбираем зубчатый венец с разъемной обоймой (по ГОСТ 5006-55) с М зм =1000Нм. [3]

  • Список литературы
  • [Электронный ресурс]//URL: https://drprom.ru/kursovoy/proektirovanie-mostovogo-krana/

Александров М. П. Подъемно-транспортные машины.- М.: Высшая школа, 1979.

Гохберг М.М. Справочник по кранам. Т. 1.- Л.: Машиностроение, 1988.

Гохберг М.М. Справочник по кранам. Т. 2.- Л.: Машиностроение, 1988.

Казак С.А. Курсовое проектирование грузоподъемных машин.- М.: Высшая школа, 1989.

Копылов И.П. Справочник по электрическим машинам. Т. 2.- М.: Энергоатомиздат, 1989.

Кузьмин А.В. Справочник по расчетам механизмов подъемно-транспортных машин / А.В. Кузьмин, Ф.Л. Марон .- Минск : Высшая школа, 1983.

Решетов А.Н. Атлас конструкций деталей машин.- М.: Машиностроение, 1984.

Перель Л.Я. Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор: Справочник — М.: Машиностроение, 1983.