Тележка полукозлового крана

Размещено на http://www.allbest.ru/

Оглавление

• Введение
• 1. Расчет механизма подъема
• 1.1 Выбор полиспаста
• 1.2 Расчет и выбор каната
• 1.3 Определение параметров барабана
• 1.4 Выбор двигателя
• 1.5 Выбор редуктора
• 1.6 Выбор тормоза
• 1.7 Выбор муфт
• 1.8 Определение времени пуска и торможения
• 1.9 Компоновка механизма подъема
• 2. Расчёт механизма передвижения тележки
• 2.1 Вычисление массы тележки
• 2.2 Определение сопротивления передвижению
• 2.3 Выбор двигателя
• 2.4 Компоновка механизма передвижения тележки
• Заключение
• Список литературы

Введение

По техническому заданию требуется разработать проект полукозлового крана для осуществления погрузочно-разгрузочных работ.

Полукозловой кран работает в помещении и используется для погрузки-разгрузки крупногабаритных и тяжелых грузов. Обладает пролетом 24 метра и имеет консоль.

Технические характеристики:

Грузоподъемность 60 т;

Высота подъема груза 10 м ;

Скорости

- подъема груза 0,08м/с;

- передвижения тележки 0,5м/с;

- передвижения крана 1м/с;

Группа режимов работы

- для крана А6;

- для механизмов

- подъема М4 при ПВ 40%;

- передвижения тележки М4 при ПВ 40%;

- передвижения крана М4 при ПВ 40%;

Данная работа предполагает проведение общих расчетов и компоновки тележки, расчеты и проектирование механизмов подъема и передвижения тележки.

Графическая часть должна включать в себя:

- чертежи тележки с механизмом подъема;

- чертежи отдельных узлов механизмов;

- рабочие чертежи деталей.

1. Расчет механизма подъема

1.1 Выбор полиспаста

Выбор полиспаста следует осуществлять по рекомендуемому натяжению каната (). Принимаем кратность полиспаста. Тогда, натяжение в канате будет определяться по формуле

где ускорение свободного падения, ,

тип полиспаста (сдвоенный),

грузоподъемность,

m_п - кратность полиспаста,

з_п - КПД полиспаста

где КПД блока ().

1.2 Расчет и выбор каната

Выбираем канат по разрывному усилию

,

,

В соответствии с разрывным усилием S, а также рекомендациями [2, стр. 243] выбираем канат ЛК-О 6х25 с органическим сердечником ГОСТ 7665-80, диаметр каната (Подъёмный и тяговый канат, используемый при однослойной навивке и нарезных канавках).

Рис. 1. Схема каната

1.3 Определение параметров барабана

Диаметр барабана определим по следующей формуле [3 стр. 13]

где - коэффициент выбора диаметра, который зависит от режима работы механизма.

Для оптимизации размеров тележки принимаем .

Длина барабана L определяется по следующей зависимости:



где l₁ - расстояние от края до нарезанной части барабана,,

l₂ - расстояние между нарезанными частями барабана.

l_кр - длина под крепление каната,

l_раб - длина рабочей части барабана.

Длину частей (рабочей и крепления) барабана можно определить по следующей формуле

где шаг навивки, выбирается в соответствии с ,

число запасных витков, ,

число витков, затраченных на крепление, ,

Z_кр = +

l_кр и l_раб - длина рабочей и крепежной частей соответственно,

, т.к. канат сдвоенный,

высота подъёма, (дано по заданию).

Таким образом, длина барабана равна

Примем длину барабана 2200 мм.

Рис. 2 Расчетная схема барабана

Барабан изготавливаем из cтали Ст3 для рабочего режима М4 () [4 стр. 139].

Рис.3. Расчетная схема барабана на прочность

Рассчитаем барабан на сжатие:

Усилие, создаваемое канатом S_кан = 75 кН.

Геометрические параметры барабана

L = 2,2 m, L1 = 0,9 м, L2 = 0.1 м, L3 =0,9 м,

где L3 - симметричная длина нарезанной части.

Расчетные реакции, возникающие в опорах подшипника

Максимальный изгибающий момент составит

Определим сжимающее напряжение

где n - коэффициент запаса. Принимаем n = 1.4 [5 стр.163]

t - толщина стенки барабана

S - шаг нарезки 30,8 мм.

Отсюда, t = = = 0,0014 м = 1.4 мм.

Принимаем толщину стенки барабана 20 мм.

Ось барабана будет изготовлена из стали 40 (закалка и средний отпуск).

Допускаемые напряжения составят

[4 стр. 140]

Определим момент, возникающий в опасном сечение оси



где R1 - это усилие, передаваемое от барабана на одну опору,

l - длина оси, 90 мм.

R_a =

R_b =

Рис. 4. Расчетная схема оси барабана

Минимальный диаметр оси, удовлетворяющий условиям прочности

Конструктивно принимаю диаметр оси 70 мм.

Расчет траверсы



Рис. 5. Расчетная схема траверсы

F = Q • g = 600 kN

[у] = 610 [2 стр 321]

у = [у]/n = [у]/1.4 = 435 МПа

у = М/W = 78 кН • м / 435 МПа = 0,18 м³

Рис. 6. Схема сечения траверсы

Для данного сечения наибольший момент сопротивления находится по формуле:

Исходя из рабочего чертежа детали: b = 125, h₁ = 140, h = 300

W = 0.168 м³. Сечение удовлетворяет условию прочности.

Определим необходимые подшипники под барабан

Найдем число циклов, которое испытывает барабан за срок службы.

Для режима нагружения М4 время работы составит

Т_маш = 3200 ч.

Скорость подъема груза V_под = 0.08 м/с.

Так как частота вращения барабана меньше 10 оборотов в минуту и составляет

то будем рассчитывать подшипники по условию статического нагружения.

Выбираем шариковый радиальный сферический 1315 внутренний диаметр 75 мм. С - статическая грузоподъемность подшипника при базовом числе циклов - 38500 Н.

Проверочный расчет подшипника на статическую грузоподъемность:

Для того, чтоб выбранный подшипник прошел проверку по статической грузоподъемности, необходимо, чтобы выполнялось условие: С₀ < Р₀, где Р₀ - эквивалентная статическая нагрузка, а С₀ - статическая грузоподъемность.

Р = (XVF_r + YF_a)K_Б • К_т [6 стр 132]

К_Б - динамический коэффициент. При спокойных нагрузках и отсутствии толчков К_Б = 1.

К_Т = 1,05 температурный коэффициент

V = 1, Х = 1, Y = 0.42 • ctgб при условии, что

F_r = 7.3 kN Радиальная сила F_r = R_b

Осевая сила F_a = 0.1 • F_r = 0.73 kN

0.73/7.3 = 0.1;

е = 1,5tgб = 1,5 tg8 = 0.21- коэффициент осевого нагружения

P = (1 • 7.3 + 0.42ctgб • 0.73) • 1.05 = 9.95 kN.

Выбранный подшипник соответствует условию статической прочности.

Номинальная долговечность (ресурс) подшипника в миллионах оборотов

L = , p = 10/3

L = (38.5 / 9.95)^10/3 = 90.9 млн оборотов.

1.4 Выбор двигателя

Выбор двигателя производится по статической мощности:

где



;

В соответствии с полученным значением статической мощности и ПВ, выбираем двигатель 4МТН 280М10 [1 стр. 252], который имеет следующие характеристики:

- мощность на валу (при );

- число оборотов ;

- момент инерции

1.5 Выбор редуктора

Определим передаточное отношение механизма:

где n_бар - частота вращения барабана, рассчитывается по следующей формуле

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора:

Выбираем редуктор Ц2 - 650 [2 стр. 218].

Технические характеристики редуктора:

- номинальный крутящий момент на выходном валу;

- номинальное передаточное отношение ;

1.6 Выбор тормоза

Тормоз выбирается по диаметру шкива и моменту. Для обеспечения безопасности используем нормально-замкнутый тормоз.

Выбор тормоза осуществляется по тормозному моменту, определяемому по следующей формуле:

где [2 стр. 396],

Выбираем тормоз ТКГ - 400[2 стр. 284], .

1.7 Выбор муфт

Передачу мощности от двигателя к редуктору обеспечит муфта, выбор осуществляется по вращающему моменту.

Муфты выбираются по следующей зависимости

,

где ;

коэффициент режима работы,

Диаметр тормозного шкива, необходимый для обеспечения тормозного момента, составляет 400 мм.

Выбираем муфту [2 стр.308] с тормозным шкивом 400 мм и номинальным вращающим моментом 2000 Нм. момент инерции равен 1.5 кгм².

1.8 Определение времени пуска и торможения

Время пуска определяется по формуле

где u - передаточное число редуктора,

- момент инерции муфты,

- момент инерции ротора двигателя,

средний пусковой момент двигателя,

где кратность среднего пускового момента двигателя, .

Время торможения определяется по формуле

Компоновка механизма подъема

Рис. 7 Схема компоновки механизма подъема

2. Расчёт механизма передвижения тележки

2.1 Вычисление массы тележки

Приблизительно определим массу тележки полукозлового крана

,

где грузоподъемность крана, .

Выбор количества и диаметра ходовых колес и их расчет на контактную долговечность

Тележка передвигается на четырех колесах.

Максимальная статическая нагрузка на одно колесо

где количество ходовых колес, .

В соответствии с максимальной статической нагрузкой на колесо, по таблице [2, стр. 319] выбираем ходовое колесо , тип рельса - Р50 (ГОСТ 6368-82), радиус кривизны головки рельса .

Напряжения в контакте обода колеса и рельса с выпуклой головкой

где коэффициент, зависящий от отношения радиуса закругления головки рельса R,

;

коэффициент, учитывающий влияние касательной нагрузки на напряжения в контакте, ;

коэффициент динамичности пары колесо-рельс, определяемый по формуле

,

где коэффициент, зависящий от жесткости кранового пути,

номинальная скорость передвижения,

Допускаемое напряжение

где допускаемое напряжение при , для стали 45 (ГОСТ 1050-74), (закалка и средний отпуск) ;

приведенное число оборотов за срок службы:

где коэффициент приведенного числа оборотов, ,, выбирается из соотношения минимальной и максимальной нагрузки на колесо



полное число оборотов колеса за срок службы

где машинное время работы в часах за срок его службы, для режима работы 4М,

скорость передвижения тележки.

Т.к. , проверка на контактную долговечность выполнена.

2.2 Определение сопротивления передвижению

Статическое сопротивление передвижению найдем по формуле [2, стр. 424]:

,

где для механизмов передвижения на рельсовом пути

где диаметр цапфы колеса,

диаметр колеса,

коэффициент трения подшипников, приведенный к цапфе колеса,

коэффициент трения качения,

коэффициент, учитывающий трение реборд и ступиц колес,

Сопротивление от уклона пути находят по формуле

где уклон пути, для крановой тележки .

2.3 Выбор двигателя

В механизме передвижения будет использован мотор-редуктор.

Выбор двигателя производится по статической мощности [2, стр.427]:

где скорость механизма передвижения тележки, ;

Силы инерции, действующие на тележку при разгоне и торможении

где t - время, за которое тележка разгоняется до номинальной скорости.

Мощность, необходимая тележке в момент трогания



Необходимая частота вращения колеса для передвижения тележки с заданной скоростью составит

У тележки будет два приводных колеса с приводом в виде мотор - редуктора.

Выбираем мотор редуктор SEW FA 100 DV 225S8/2:

Проверим сцепление тележки

где - коэффициент сцепления стальных поверхностей.

Коэффициент сцепления составит

где - усилие, которое необходимо преодолеть тележке в момент трогания.

2.4 Компоновка механизма передвижения тележки

Рис.8. Компоновка механизма передвижения тележки

Заключение

В ходе данного проекта был спроектирован полукозловой кран для обслуживания в цеху.

Были спроектированы механизмы подъема и передвижения грузовой тележки, разработаны рабочие чертежи деталей (траверсы и гайки механизма подъема).

Для механизмов передвижения тележки и крана были использованы мотор-редукторы со встроенными тормозами компании SEW-EURODRIVE, что позволило заметно уменьшить массу и габариты механизмов.

тележка кран торможение сопротивление

Список литературы

1. Справочник по кранам. В 2 т.: Т.1/ В.И. Брауде, М.М. Гохберг, И.Е. Звягин и др. / Под общ. ред. М.М. Гохберга. Л.: Машиностроение, 1988. 536с.;

2. Справочник по кранам. В 2 т.: Т.2/ М.П. Александров, М.М. Гохберг, А.А. Ковин и др. / Под общ. ред. М.М. Гохберга. Л.: Машиностроение, 1988. 559с.;

3. Бортяков Д.Е., Бурлуцкий В.С., Соколов С.А. «Грузоподъемные машины и оборудование» Изд. Политехнического университета, 2005 г.

4. Сорокин Г.М. «Марочник сталей и сплавов» Машиностроение, 1989 г.

5. Соколов С.А. «Строительная механика и металлические конструкции машин» Изд. Политехнического университета, 2011 г.

6. Перель Л.Я. «Подшипники качения. Справочник». Москва, машиностроение 1983 г.

Размещено на Allbest.ru