Тележка полукозлового крана

Тележка полукозлового крана

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 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 ().

.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

.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

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

.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.

.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.

.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

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 .

.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.

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.;

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

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

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

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