Механизм подъема крана

Механизм подъема крана

Содержание

1.      Определение основных параметров и расчет механизма подъема крана

.1      Канат

.2      Барабан и блоки

.3      Электродвигатель

.4      Редуктор

.5      Тормоз

.        Расчет механизма передвижения моста

.1      Ходовые колеса и рельсы

.2      Электродвигатель

.3      Редуктор

.4      Проверка запаса сцепления колес с рельсом

.5      Тормоза

Список литературы

1.      Определение основных параметров и расчет мостового крана

Исходные данные для расчета:

1.      Грузоподъемность, Q = 8 тс;

.        Пролет крана, L_п = 23 м;

.        Режим эксплуатации, 5М;

.        Высота подъема груза, Н = 16 м;

.        Скорость подъема груза, V_г = 12 м/мин;

.        Скорость передвижения моста, V_п = 98 м/мин;

.        Вес крана (без тележки), G_к = 26 тс;

.        Вес грузовой тележки, G_т = 3,6 тс.

.1      Канат

Для определения диаметра каната выбирают кратность грузового полиспаста, исходя из следующих данных:

При грузоподъемности 5 - 10 тс число ветвей полиспаста для кранов будет равное  2i = 4.

Расчетное усилие в одной ветви каната, набегающей на барабан:

S = = = 2278,646 кгс,

Где Q - вес номинального груза, кгс;

q - вес подвесных приспособлений, принимаемый равным 5% от веса груза;

- КПД полиспаста;

Коэффициент полезного действия полиспаста при небольшом числе ветвей каната определяется как:  = , - КПД одного блока (при подшипниках качения берется равным 0,98, при подшипниках скольжения 0,96);

i = кратность полиспаста.

После этого определяется разрывное усилие, по которому выбирается канат:

P = k ∙ S = 6 ∙ 2278,646 = 13671,875 кгс,

Где k - необходимый запас прочности в канате (для режимов эксплуатации 2М, 3М, 4М и 5М берется соответственно 5; 5,5 и 6).

По разрывному усилию выбирается канат: стальные канаты типа ЛК-Р 6х19 + 1 о.с. диаметром 16,5 мм.

1.2    Барабан и блоки

Конструктивный диаметр барабана и блоков:

D = d_k ∙ (e - 1) = 16,5 ∙ (30 - 1) = 478,5 мм,

где d_k - диаметр каната, мм; е - коэффициент, зависящий от типа грузоподъемного устройства и режима эксплуатации (для режимов эксплуатации 2М, 3М, 4М, 5М берется соответственно 20, 25, 30).

Расчетный диаметр барабана и блоков:

D_Б = D + d_k = 478,5 + 16,5 = 495 мм.

Определяется длина барабана L. Для этого сначала определяется необходимое число витков нарезки на каждой стороне барабана:

z = = = 22,6,

где i - кратность полиспаста; H- высота подъема груза, м; - число запасных витков каната.

Запасные витки берутся для того, чтобы обеспечить надежную заделку концов каната на барабане при самом нижнем положении грузового крюка. Согласно требований Ростехнадзора, должно быть не менее 1,5 витков. Рекомендуемое  = 2.

Длина не нарезанной части барабана определяется с учетом минимального (конструктивного) расстояния между осями блоков грузовой подвески h_min, конструктивного расстояния С между блоками грузовой подвески и наибольшим допускаемым углом отклонения каната α = 6° от вертикали, чтобы канат свободно укладывался в канавках барабана.

Согласно анализу данных по кранам можно предложить следующие величины h_min = 1150 мм и С = 280 мм.

Тогда длина средней не нарезанной части барабана:

l₃ = C - 2∙h_min∙tgα = 280 - 2∙1150∙tg6 = 38,5 мм.

Длина не нарезанной части на одном конце барабана:

l₂ = z∙t = 22,6 ∙ 18,5 = 418,1 мм,

где t - шаг витков, нарезанных на барабане, мм:

t = d_k + (1÷3) = 16,5 + 2 = 18,5 мм.

Кроме того, берется конструктивное расстояние от крайнего витка до торца барабана l₁ = 4t = 4∙18,5 = 74 мм.

Полная длина барабана:

L = 2∙( l₁ + l₂) + l₃ = 2∙(74 + 418,1) + 38,5 = 1022 мм.

Определяется радиус и глубина нарезки канавок на барабане:

r = (0,6 ÷ 0,7) ∙ d_k = 06 ∙ 16,5 = 9,9 мм,

c = (0,3 ÷0,4) ∙ d_k = 0,3 ∙ 16,5 = 4,95 мм.

Длина каната, укладываемая на всем барабане:

l_к = H∙2i + 2z₀∙3,14D_Б = 16∙4 + 2∙2∙3,14∙0,495 = 70,2 мм.

Предварительно определяется толщина стенки барабана по эмпирической формуле:

δ = 0,02∙ D_Б + (6÷10) = 0,02∙495 + 6 = 15,9 мм.

По технологическим соображениям стенка барабана из чугуна не должна быть меньше 12 мм, а из стали - 15 мм. Стенка барабана испытывает напряжения сжатия, изгиба и кручения. Поскольку две последние деформации очень малы, то стенка рассчитывается только на сжатие по формуле:

σ_сж= = = 774,77 кгс/см²,

где t - шаг навивки, см; S - усилие в одной ветви каната, кгс.

Запас прочности для литых барабанов (сталь 25Л):

k = =3,22 ≥1,5.

Рассчитывается прочность крепления каната на барабане. Предполагается, что канат прижимается к стенке барабана стальными желобчатыми планками при затяжке болтов, ввертываемых в стенку барабана. Расчетное натяжение в канате под планкой уменьшается за счет трения дополнительных витков о поверхность барабана.

Расчетное натяжение в канате в месте его крепления к барабану:

S₁ = = = 303,9 кгс,

где µ  0,12 - коэффициент трения между канатом и поверхностями барабана и планки; α = 3 - угол обхвата барабана канатом, рад; е = 2,71 - основание натурального логарифма.

При планке, имеющей трапецеидальную канавку с углом наклона боковой грани канавки  получим суммарное усилие растяжение в болтах:

P = = = 1085,3 кгс,

Где f - приведенный коэффициент трения между канатом и планкой:

f = = = 0,16.

Кроме усилия растяжения в болтах возникают напряжения изгиба от усилия S₁ на плече l. Суммарное напряжение в одном болте:

σ_сум= +=+ = 360,97 кгс/см²,

где z - число болтов, которым приходится предварительно задаваться;

d₁- внутренний диаметр нарезки у болта, см;

l- плечо приложения силы S₁ к болту, см, равное половине толщины стенки барабана плюс 0,4d_k (где d_k диаметр каната, см).

В последней формуле коэффициентом 1,25 учитывается дополнительное усилие в болте, вызываемое затяжкой его ключом. В предварительном расчете диаметр болтов берут примерно d d_k. Диаметр болта должен быть не менее 12 мм. Внутренний диаметр резьбы у болтов можно брать равным d₁.

Запас прочности для материала болтов:

k =≥2,5 = = 7,5 ≥ 2,5,

где σ_т - предел текучести (для стали Ст5 равен 2700 кгс/см²).

подъем кран электродвигатель редуктор

1.3    Электродвигатель

Двигатель выбирается сначала по мощности статических сопротивлений, возникающих при подъеме груза, а затем проверяется на перегрузочную способность при пуске с учетом динамических нагрузок при разгоне.

Крутящий момент на валу барабана:

М_Б = 2∙S∙= 2∙303,9∙= 150,4 кгс∙м,

тогда мощность, затрачиваемая на преодоление статических сопротивлений и отнесения к валу двигателя:

N_СТ = = = 6,24 кВт,

где n_Б - скорость вращения барабана, об/мин;

η_Б и η_Р - КПД барабана (при подшипниках качения - 0,98) и редуктора (для двухступенчатого шестеренчатого редуктора 0,94).

Число оборотов барабана в минуту:

n_Б = = = 37,3 об/мин,

где v_к - скорость каната, с которой он навивается на барабан, м/мин;

D_БАР - диаметр барабана, м.

Скорость каната:

 = ∙ i = 12∙2 = 24 м/мин,

Где  - скорость подъема груза, м/мин;

i - кратность полиспаста.

По каталогу выбирается крановый электродвигатель с фазовым ротором. С целью уменьшения ускорений при пуске для механизма подъема рекомендуется мощность двигателя выбирать примерно на 10% меньше расчетной.

ПВ = 25%, двигатель марки MTF 211-6; N_Д = 7,5 кВт, n_Д = 930 об/мин, маховый момент ротора = 0,4 кгс∙м², максимальный момент = 19,5 кгс∙м, масса = 120 кг.

Согласно марке двигателя находятся маховые моменты моторной полумуфты (GD²)₂ и тормозного шкива (GD²)₃.

Тогда суммарный маховый момент ротора, полумуфты и тормозного шкива:

GD² = (GD²)₁ + (GD²)₂ + (GD²)₃ = 0,4 + 0,09 + 0,16 = 0,65 кгс∙м².

Номинальный крутящий момент выбранного электродвигателя независимо от режима определятся по среднему режиму:

M_НОМ = 975= 975= 9,59 кгс∙м,

Где N₂₅ - мощность двигателя при ПВ 25%, кВт;

n₂₅ - число оборотов двигателя при ПВ 25%, об/мин.

Необходимо иметь в виду, что в стандартных крановых механизмах один и тот же двигатель может работать с разными мощностями и оборотами при различных режимах нагрузки: 2М, 3М, 4М, 5М. Коэффициент перегрузки φ и (GD²)₁ для этих двигателей дается в каталогах при ПВ 25%. Максимальный (пусковой) крутящий момент двигателя:

М_max = φ ∙ M_НОМ кгс∙м,

и средний (расчетный) пусковой крутящий момент двигателя с фазовым ротором:

М_ПУСК 1,5 M_НОМ = 1,5 ∙ 9,59 = 14,385 кгс∙м.

Проверка двигателей на перегрузку производится по пусковому моменту М_ПУСК. Определяется время разгона t в секундах, и по последнему определяется допускаемое ускорение при пуске.

Время разгона механизма подъема с номинальным грузом:

t =  =

= = 0,21 с,

где δ - коэффициент, учитывающий влияние махового момента зубчатых передач, валов и барабана при пуске, берется 1,15 (маховый момент указанных передач принимается 15% от махового момента деталей на приводном валу двигателя);

М_ПУСК - средний пусковой момент, кгс∙м;

М_СТ - момент статических сопротивлений, кгс∙м;

n - число оборотов двигателя при заданном режиме эксплуатации, об/мин;

q - вес подвесных приспособлений, кгс;

v_г - скорость подъема груза, м/с;

g - ускорение свободного падения, м/с²;

η_П - КПД грузового полиспаста.

Момент статических сопротивлений:

М_СТ = 975= 975= 6,54 кгс∙м,

где N_СТ - мощность, затрачиваемая на преодоление статических сопротивлений, кВт;

n - число оборотов электродвигателя по каталогу при заданном режиме эксплуатации, об/мин.

После этого производится проверка среднего ускорения при пуске, если принять движение при разгоне равноускоренным:

a = [a], м/с²

a = = 0,932 м/с².

Для механизма подъема мостовых кранов грузоподъемностью 5÷20 тс средние ускорения [a] берутся в пределах м/с²: для производительных работ 0,2-0,4.

При этих данных время разгона лежит в пределах: 0,4÷3 с (в зависимости от величины ускоряемых масс).

Если ускорения превышают указанные, то необходимо электродвигатель взять меньшей мощности, а если они малы, то большей мощности и расчет произвести заново.

Между барабаном и двигателем устанавливается стандартный редуктор с цилиндрическими зубчатыми колесами типа РМ или РЦ, который выбирается по указанной литературе.

Для этого определяется передаточное число редуктора:

i = = = 24,9.

Выбираю редуктор - Ц 2-250 с числом оборотов быстроходного вала в минуту = 1000, режим работы - Т.

.5      Тормоз

Берется двухколодочный электромагнитный тормоз, который устанавливается на приводном валу.

Статический момент, подлежащий торможению:

М_СТ = = = 4,72 кгс∙м,

где М_Б - момент на валу барабана, определенный ранее;

i - передаточное число редуктора.

Расчетный тормозной момент, по которому выбирается тормоз:

М_т = М_СТ∙ = 4,72 ∙ 1,5 = 7,08 кгс∙м,

где  - коэффициент запаса торможения от 1,5 до 2,0 в зависимости от режима работы.

По расчетному тормозному моменту М_т выбирается тормоз: ТКТ 200, где тормозной момент = 1600 кгс∙м.

Грузовой крюк выбираю марки 16Б по ГОСТ 6627-66.

2.      Расчет механизма передвижения моста

.1 Ходовые колеса и рельсы

Расчет ходовых колес и рельсов сводится к выбору их основных размеров с последующей проверкой колеса на контактное напряжение.

В мостовых кранах грузоподъемностью до 50 тс установка моста осуществляется на четыре колеса, из которых по одному колесу справа и слева выполняют приводными. При такой конструкции привода применяются цилиндрические ходовые колеса с качением по крановому рельсу.

Основные размеры колес и рельсов: диаметр ходового колеса D = 63 см, марка подкранового рельса КР80, ширина колеса b₁ = 10 см, ширина рельса b₂ = 8 см, высота рельса h = 12 см, грузоподъемность крана = 8 тс, радиус закругления рельса r₁ = 0,8 см.

В качестве материала для изготовления колес берутся стали 75 ил 65Г с твердостью по Бринеллю НВ = 300 - 350 с допускаемым напряжением местного смятия [σ]_СМ = 8500 кгс/см² или, в крайнем случае, из стали 83ХГСЛ с твердостью НВ = 300 - 400 и [σ]_СМ = 10000 кгс/см².

Напряжение смятия при линейном контакте, когда колесо неподвижно закреплено на оси и не может поворачиваться в плоскости, перпендикулярной к оси, определяется по формуле:

σ_СМ = 0,418∙<[σ]_СМ = 0,418∙= 4994,89 <[σ]_СМ кгс/см²,

где R- расчетная нагрузка на колесо, кгс;

E - приведенный модуль упругости колеса и рельса, кгс/см²;

b - длина линии контакта, см;

r - радиус колеса, равный 0,5D, см;

Расчетная нагрузка на колесо, определяемая при самом невыгодном положении грузовой тележки с грузом на мосту и с учетом возможных колебаний нагрузки, определяется по формуле:

R = ∙k∙P = 0,9∙1,4∙12239,13 = 15421,3кгс,

Где P - нагрузка на колесо, кгс;

 - коэффициент, учитывающий переменность нагрузки;

k - коэффициент, учитывающий режим работы крана (при режимах нагружения 2М, 3М, 4М, 5М составляет соответственно 1; 1,2; 1,4).

Нагрузка на ведущее колесо определяется по формуле:

P = = = 12239,13 кгс,

где G_k и G_T - вес крана и грузовой тележки, кгс;

Q и q - вес груза и подвесных приспособлений по заданию, кгс;

L - пролет крана, м;

l - расстояние от оси рельса у моста до крайнего (возможного) положения тележки по заданию, м.

Приведенный модуль упругости:

E = = 2,1∙10⁶ кгс/см²,

где E₁ и E₂ - модули упругости материалов колеса и рельса. Для стальных колес и рельса можно принять E = 2,1 ∙10⁶ кгс/см².

Длина линии контакта:

b = b₂ - r₁ = 8 - 0,8 = 7,2 см_.

Если контактные напряжения для сталей 75 и 65Г получаются большими, то вместо указанных сталей берется сталь 83ХГСЛ.

2.2 Электродвигатель

В расчетах приводят кинематическую схему раздельного привода на правое и левое колеса.

Сначала определяется мощность для привода при статических сопротивлениях, для чего определяют сопротивление передвижного крана:

W_П = w∙G∙cosα + G∙sinα = 0,0059∙38000∙1 + 38000∙0,001 = 262,2 кгс,

где G - вес крана с тележкой, грузом и захватным приспособлением, кгс;

w - коэффициент общего сопротивления передвижения колес по рельсу;

α - возможный угол наклона рельсового пути (для мостовых кранов берется tgα = 0,001) при этом:

cosα  1, sinα  tgα.

Коэффициент общего сопротивления передвижению:

w =  = =0,0059,

где k - коэффициент, учитывающий дополнительные сопротивления от трения торцов ступиц ходовых колес и реборд по рельсу при перекосах;

f - плечо трения качения, см;

D - диаметр ходового колеса, см;

µ - коэффициент трения в подшипниках (при подшипниках качения 0,01); r - радиус качен я вала (условно принимается  0,1 D, см).

При цилиндрическом ободе колес, раздельном приводе механизма передвижения и подшипниках качения берется коэффициент k = 1,5.

Плечо трения качения f для стальных колес берется 0,07.

Тогда необходимая мощность для преодоления статических сопротивлений при движении крана, отнесенная к валу одного электродвигателя:

N_СТ = = = 4,51 кВт,

где v_к - скорость передвижения крана, м/с;

η_Р = 0,94 - КПД двухступенчатого редуктора с цилиндрическими колесами;

η_Т = 0,99 - КПД трансмиссии (вала колеса).

Как и для механизма подъема, предварительно выбирается электродвигатель с фазовым ротором. Учитывая, что в механизмах передвижения динамические сопротивления значительно превышают статические (велики разгоняемые массы), то мощность электродвигателя берется значительно больше статической. Для кранов малой грузоподъемности (5 и 6,5 тс) - мощность двигателя выбирается на 30-50%, а для более тяжелых кранов примерно н 20% больше статической. Такое увеличение мощности необходимо, чтобы получить среднее ускорение при разгоне в необходимых пределах.

Выбираю электродвигатель марки MTF 112-6, у которого ПВ=40%, N_Д = 5,0 кВт, n_Д = 930 об/мин, маховый момент ротора = 0,27 кгс∙м², максимальный момент = 14 кгс∙м, масса = 88 кг.

Определяется:

Суммарный маховый момент:

GD² = (GD²)₁ + (GD²)₂ + (GD²)₃ = 0,27 + 0,09 + 0,16 = 0,52 кгс∙м².

М_НОМ = 975∙ = 975 ∙= 5,24 кгс∙м.

Средний пусковой момент М_ПУСК = 1,5 ∙М_НОМ = 1,5 ∙ 5,24 = 7,86 кгс∙м.

Момент статических сопротивлений

М_СТ = 975∙= 975∙= 4,73 кгс∙м.

Время разгона механизма передвижения:

t =

= = 17 с

Среднее ускорнение при пуске:

a = [a], м/с² = = 0,1 м/с² - для монтажных работ.

.3 Редуктор

По принятой схеме механизма передвижения выбирается редуктор типа РЦ. Для этого определяется передаточное число от приводных ходовых колес к двигателю:

i = = = 18,79,

где n_K - число оборотов колеса, об/мин.

n_K = = = 49,5 об/мин.

При раздельном приводе колес мощность, передаваемая каждым редуктором, вдвое меньше общей.

2.4 Проверка запаса сцепления колес с рельсом

Чтобы реализовать тяговое усилие, создаваемое мощностью двигателя и прилагаемое к ободу ведущих колес, необходимо обеспечить достаточное сцепление колес крана с рельсом при трогании крана с места, т.е. избежать постоянной пробуксовки колес.

Сцепная сила между ведущими колесами и рельсами:

Т = φ∙G₁ =0,2∙19000 = 3800,

где G₁ = 0,5∙(G_к+ G₀ + q) - вес груженого крана, приходящийся на ведущие колеса (на них приходится 50% веса всего крана), кгс;

φ - коэффициент сцепления колес с рельсами, равный отношению окружного усилия, при котором происходит буксование колес, к силе, прижимающей колесо к рельсу (при работе крана в закрытом помещении φ = 0,2).

Чтобы не было буксования колес, должно соблюдаться условие:

Т = φ∙G₁ ≥ К_СЦ ∙W_ТР = 3800 ≥ 1845,084 кгс,

где К_СЦ - коэффициент запаса сцепной силы, берут К_СЦ = 1,2;

W_ТР - сопротивление передвижению при трогании крана с места, равное сумме статических и инерционных сопротивлений:

W_ТР = W+ W_ИН = W+ G₀ ∙() =

= 207 + 30000∙() = 1537,57 кгс,

где G₀ - вес крана с подвесными приспособлениями без груза, кгс;

b - общее число ходовых колес (b = 4);

с - общее число приводных колес (с=2);

D - диаметр ходовых колес;

d- диаметр оси ходовых колес (берется равным 0,1D);

a - среднее ускорение при строгании не груженного крана с места, м/с²;

µ - коэффициент трения в подшипниках;

W- суммарное статическое сопротивление передвижению крана без груза, кгс, определяется по формуле:

W = w∙G₀∙cosα + G₀∙sinα = 0,0059∙30000∙1 + 30000∙0,001 = 207 кгс,

Где w - коэффициент общего сопротивления передвижению;

α - угол наклона крана.

Для определения среднего ускорения необходимо определить время разгона не груженного крана:

t =  =

= = 3,7 с,

Момент статических сопротивлений:

М_С^ˈ̸ = 975∙ = 975∙ = 3,73 кгс∙м,

где n - число оборотов приводного двигателя, об/мин;

N_СТ^̸ - мощность статических сопротивлений при движении крана без груза:

N_СТ^̸ = = = 3,56 кВт,

где - суммарное статическое сопротивление передвижению крана без груза;

v_k - скорость передвижения крана, м/с;

 - КПД.

Среднее ускорение при пуске:

a = [a], м/с² = = 0,44 м/с².

Определяется величина коэффициента запаса сцепления:

К_СЦ = ≥1,2 = = 2,77 ≥ 1,2

2.5 Тормоза

Для механизма передвижения выбираются размеры электромагнитных тормозов, которые устанавливаются на ведущем валу каждого двигателя.

Тормозной момент для выбора тормоза определяется по допускаемому пути торможения (пробега крана после включения тормоза). Пусть торможения для крана при двух ведущих колесах и коэффициенте сцепления колес с рельсом f = 0,16 определяется по формуле:

S = = = 1,07 м,

где  - скорость передвижения крана, м/мин.

Для надежности пути торможения увеличивают до 2S.

Отсюда время торможения при равномерно замедленном движении:

t_T == = 1,31 с.

После этого определяется момент динамических сопротивлений от инерции вращающихся частей поступательного движущегося крана с номинальным грузом при торможении одним тормозом:

М= = = 269,27 кгс∙м,

где G - вес груженного крана, кгс;

- скорость передвижения крана, м/с;

GD² - маховый момент ротора двигателя, полумуфты и тормозного шкива, кгс∙м²;

- КПД редуктора и трансмиссии вала колеса;

δ - коэффициент, учитывающий маховые моменты трансмиссии, который принимают в пределах 1,25;

n - число оборотов двигателя, об/мин;

g - ускорение свободного падения.

М_Т = М- М= 269,27 - 258,22 = 11,05 кгс∙м,

где М- момент от статических сопротивлений крана при движении его по рельсам с учетом уклона пути в сторону движения и без учета сопротивления между ребордами колеса и рельса, кгс∙м:

М= = = 258,22 кгс∙м,

где i - передаточное число редуктора.

Для определения момента статических сопротивлений необходимо определить сопротивление передвижению крана:

W= w∙G∙cosα - G∙sinα = 0,0059∙30000∙1 + 30000∙0,001 = 207 кгс,

Где w - коэффициент сопротивления передвижению,

w₁ = = =0,0059.

По тормозному моменту выбираю тормоз ТКТ 300/200.

Список литературы

1.      Методические указания к выполнению курсового проекта по ПТМ, Габец С.В., Юнда Ю.Д., 2003.

.        Александров М.П. Подъемно-транспортные машины. - 6 изд. - М.; Высш. шк., 1985.