Расчет механизмов – козлового консольного крана грузоподъемностью 8 тонн

РефератПомощь в написанииУзнать стоимостьмоей работы

Т. к привод механизма передвижения крана раздельный, то выбираем двигатель приблизительно в два раза по мощности меньше расчетной. Из таблицы III.3.5 выбираем крановый электродвигатель MTF — 111 — 6 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Рном=4,1 кВт и частоту вращения n=870 мин-1. Момент инерции ротора Ip=0,048 кг*м2. Справочник по расчетам механизмов подъемно — транспортных машин. А. В. Кузьмин, Ф… Читать ещё >

Расчет механизмов – козлового консольного крана грузоподъемностью 8 тонн (реферат, курсовая, диплом, контрольная)

смотреть на рефераты похожие на «Расчет механизмов — козлового консольного крана грузоподъемностью 8 тонн «.

Содержание 1 Введение.

2 Исходные данные 3.

3 Расчёт механизма подъема груза 4.

4 Расчёт механизма перемещения крана 10.

5 Расчёт механизма перемещения тележки 14.

6 Выбор приборов безопасности 18.

7 Литература.

Козловые краны применяют для обслуживания открытых складов и погрузочных площадок, монтажа сборных строительных сооружений и оборудования, промышленных предприятии, обслуживания гидротехнических сооружений, перегрузки крупнотоннажных контейнеров и длинномерных грузов. Козловые краны выполняют преимущественно крюковыми или со специальными захватами. В зависимости от типа моста, краны делятся на однои двухбалочные. Грузовые тележки бывают самоходными или с канатным приводом. Грузовые тележки двухбалочных кранов могут иметь поворотную стрелу. Опоры крана устанавливаются на ходовые тележки, движущиеся по рельсам. Опоры козловых кранов выполняют двухстоечными равной жёсткости, или однужёсткой, другуюгибкой (шарнирной). Для механизмов передвижения козловых кранов предусматривают раздельные приводы. Приводными выполняют не менее половины всех ходовых колёс. Обозначение по ГОСТ: Кран козловой 540−33 ГОСТ 7352–75.

Расчет механизма подъема груза. Механизм подъёма груза предназначен для перемещения груза в вертикальном направлении. Он выбирается в зависимости от грузоподъёмности. Привод механизма подъёма и опускания груза включает в себя лебёдку механизма подъёма. Крутящий момент, создаваемый электродвигателем передаётся на редуктор через муфту. Редуктор предназначен для уменьшения числа оборотов и увеличения крутящего момента на барабане.

Барабан предназначен для преобразования вращательного движения привода в поступательное движение каната.

Усилие в канате набегающем на барабан, H:

Fб=Qg/zun (0=8000*9,81/2*2*0,99=19 818 где: Q-номинальная грузоподъемность крана, кг; z — число полиспастов в системе; un — кратность полиспаста;

(0 — общий КПД полиспаста и обводных блоков; Поскольку обводные блоки отсутствуют, то.

(0=(п=(1 — nблUп)/un (1-(бл)=(1−0,982)/2*(1−0,98)=0,99.

Расчетное разрывное усилие в канате при максимальной нагрузке на канат Fк=Fб=19 818 Н и k=5,5.

F (Fк*k=19 818*5,5=108 999 Н где: Fк — наибольшее натяжение в канате (без учета динамических нагрузок), Н; k — коэффициент запаса прочности (для среднего режима работы k=5,5).

Принимаем канат по ГОСТ 2688– — 80 двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6×19(1+6+6/6+1 о. с) диаметром 15 мм имеющий при маркировочной группе проволок 1764 Мпа разрывное усилие F=125 500 Н.

Канат — 11 — Г — 1 — Н — 1764 ГОСТ 2688–80.

Фактический коэффициент запаса прочности: kф=F/Fб=125 500/19818=6,33>k=5,5.

Требуемый диаметр барабана по средней линии навитого стального каната, мм.

D (d*e=15*25=375 где: d — диаметр каната е — коэффициент зависящий от типа машины, привода механизма и режима работы машины механизма. Принимаем диаметр барабана D=400 мм.

Длина каната навиваемого на барабан с одного полиспаста при z1=2 и z2=3, м:

Lк=H*Uп+(*D (z1+z2)=9*2+3,14*0,4(2+3)=24,28 где: Н — высота поднимаемого груза;

Uп — кратность полиспаста;

D — диаметр барабана по средней линии навитого каната; z1 — число запасных (неиспользуемых) витков на барабане до места крепления: (z1=1,5…2) z2 — число витков каната, находящихся под зажимным устройством на барабане: z2=3…4.

Рабочая длина барабана, м:

Lб=Lk*t/(*m (m*d+D)*(=24,28*0,017/3,14*1(1*0,015+0,4)=0,239 где: Lк — длина каната, навиваемого на барабан; t — шаг витка; m — число слоев навивки; d — диаметр каната;

(- коэффициент не плотности навивки; для гладких барабанов;

Полная длина барабана, м:

L=2Lб+l=2*0,444+0,2=1,088.

Толщина стенки литого чугунного барабана должна быть, м:

(min=0,02Dб+(0,006…0,01)=0,02*0,389+0,006…0,01=0,014.

=0,018.

Принимаем (=16 мм.

Dб=D — d=0,4 — 0,015=0,385 м.

Приняв в качестве материала барабана чугун марки СЧ 15 ((в=650 Мпа, [(сж]=130 Мпа) найдем напряжения сжатия стенки барабана:

(сж=Fб/t[(сж] = 19 818/17*10−3*16*10−3 = 72,86 Мпаtт=0,54.

Замедление при торможении, м/с2: ат=vгф/tт=0,194/0,41=0,47.

Расчет механизма передвижения крана. Механизм передвижения крана служит для перемещения крана по рельсам.

Найдем рекомендуемый диаметр ходовых колес Dк=720 мм. Коэффициент качения ходовых колес по рельсам (=0,0006 м. Коэффициент трения в подшипниках качения ходовых колес f=0,02.

Диаметр вала цапфы ходового колеса, мм:

Dк=0,2*720=144. Примем также kр=2,5.

Общее сопротивление передвижению крана, Н:

Fпер=Fтр=kp (m+Q)g (fdk+2()/Dk=2,5(22 000+8000)*.

9,81(0,020*0,14+2*0,0006)/0,720=4087,5.

Статическая мощность привода при (= 0,85, кВт:

Pc=Fпер*vпер/103*(=4087*1,6/1000*0,85=7,693 где: Fпер — сопротивление передвижению крана, кг; vпер — скорость передвижения крана, м/с;

(- КПД механизма.

Т.к привод механизма передвижения крана раздельный, то выбираем двигатель приблизительно в два раза по мощности меньше расчетной. Из таблицы III.3.5 выбираем крановый электродвигатель MTF — 111 — 6 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Рном=4,1 кВт и частоту вращения n=870 мин-1. Момент инерции ротора Ip=0,048 кг*м2.

Номинальный момент на валу двигателя Н*м.

Тном=9550Р/n=9550*4,1/870=44,7.

Частота вращения вращения ходового колеса (мин-1): nб=60vпер/(*Dк=60*1,6/3,14*0,720=42,16 где: vпер — скорость передвижения крана;

Dк — расчетный диаметр колеса, м.

Требуемое передаточное число привода:

U=n/nк=870/42,46=20,48 Поскольку в приводе механизма перемещения крана должно быть установлено два одинаковых редуктора. Выбираем редуктор типа ВК — 475 передаточное число up=19,68 и Pр=8,3 кВт.

Номинальный момент передаваемый муфтой двигателя, Н*м.

Тм=Тс=FперDк/2uр (=2043*0,720/2*19,68*0,85=43,98.

Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м:

Тм=Тмном*k1*k2=43,98*1,2*1,2=62,3.

Выбираем по таблице III.5.6 втулочно — пальцевую муфту c крутящим моментом 63 Н*м с диаметром D=100 мм,.

Момент инерции муфты, кг*м2:

Iм=0,1*m*D2=0,1*2*0,1=0,002.

Фактическая скорость передвижения крана, м/с: vперф=vпер*u/up=1,6*20,48/19,68=1,66 — отличается от стандартного ряда на допустимую величину.

Примем коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами (=0,12 коэффициент запаса сцепления k (=1,1.

Вычисляем максимально допустимое ускорение крана при пуске в предположении, что ветровая нагрузка Fp=0, м/с2 amax=[(zпр (((/k ()+(f*dk/Dk))/z)-(2(+f*dk)kp/Dk)*g=.

=(2((0,12/1,1)+(0,02*0,144/0,720))/4;

-(2*0,0006+0,02*0,144)*2,0/0,720)*9,81=0,66 где: zпрчисло приводных колес; z — общее число ходовых колес;

(- коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами: при работе на открытом воздухе (=0,12 f — коэффициент трения (приведенной к цапфе вала) в подшипниках опор вала ходового колеса.

(- коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам м; dk — диаметр цапфы вала ходового колеса, м: kp — коэффициент, учитывающий дополнительное сопротивления от трения реборд ходовых колес Средний пусковой момент двигателя, Н*м:

Тср.п=((max+(min)*Tном/2=(2,25+1,1)*43,98/2=93,66 где: (minминимальная кратность пускового момента электродвигателя:

(min=1,1…1,4.

Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления, с: tдоп=v/amax=1,66/0,66=2,515.

Момент статических сопротивлений при работе крана без груза, Н*м:

Тс=F'перDк/2uр (=2445,96*0,72/2*19,68*0,85=52,6.

Момент инерции ротора двигателя Iр=0,048 кг*м2 и муфты быстроходного вала Iм=0,002.

I=Ip+Iм=0,048+0,002=0,050 кг/м2.

Фактическое время пуска механизма передвижения без груза, с: tп=((*I*n/9,55(Тср.п-Тс))+9,55*Q*v2/n ((Тср.пТс)*(=.

=(12*0,05*870/9,55(93,66−52,6))+9,55*11 000*1,662/870(93,66;

52,6)*0,85=7,95 с.

Фактическое ускорение крана без груза, м/с2 аф=Vпер/tп=1,66/7,95=0,2081,2.

Определение тормозных моментов и выбор тормоза. Максимальное допустимое замедление крана при торможении, м/с2: amaxт=((zпр (((/k ()-(f*dk/Dk))/z)+(2(+f*dk)/Dk)*g=((2((0,12/1,1) — (0,02*0,144/0,720))/4)+(2*0,0006+0,02*0,144)/0,720)*9,81=0,571.

По таблице принимаем амахт=0,15 м/с2.

Время торможения крана без груза, с: tt=Vфпер/амахт=1,66/0,15=11,06.

Сопротивление при торможении крана без груза, Н: Fтрт=mg (f*dk+2()/Dk=22 000*9,81(0,02*0,144+2*0,0006)/0,720=1222,98.

Момент статических сопротивлений на тормозном валу при торможении крана, Н*м:

Тст=Fттр*Dk*(/2*up=1222,98*0,720*0,85/2*19,68=19,01.

Момент сил инерции при торможении крана без груза, Н*м:

Тинт=((*I*n/9,55*tт)+9,55*m*v2*(/n*tт=.

=(1,2*0,05*870/9,55*11,06)+9,55*22 000*1,662*0,85/870*.

*11,06=51,63 где: tтвремя торможения механизма, с:

Расчетный тормозной момент на валу тормоза, Н, м:

Трт=Тинт — Тст=51,63−11,06=40,57.

Из таблицы III 5.13 выбираем тормоз типа ТКГ — 160 с диаметром тормозного шкива Dт=160 мм и наибольшим тормозным моментом Тт=100 Н*м, который следует отрегулировать до Тт=41 Н*м.

Минимальная длина пути торможения, м:

S=V2/R=1,662/0,9=3,06.

Фактическая длина пути торможения, м:

Sф=0,5*v*tт=0,5*1,66*11,06=9,17.

Расчет механизма передвижения грузовой тележки.

Найдем рекомендуемый диаметр ходовых колес Dк=360 мм. Коэффициент качения ходовых колес по рельсам (=0,0006 м. Коэффициент трения в подшипниках качения ходовых колес f=0,02.

Диаметр вала цапфы ходового колеса, мм:

Dк=0,2*360=72 Примем также kр=2,5.

Общее сопротивление передвижению крана, Н:

Fпер=Fтр=kp (m+Q)g (fdk+2()/Dk=2,5(3200+8000)*.

9,81(0,02*0,072+2*0,0006)/0,36=2014,31.

Статическая мощность привода при (= 0,85, кВт:

Pc=Fпер*vпер/103*(=2014*0,63/1000*0,85=1,49 кВт. где: Fпер — общее сопротивление передвижению тележки, Н; vпер — скорость передвижения грузовой тележки, м/с;

(- КПД механизма.

Из таблицы III.3.5 выбираем крановый электродвигатель MTF — 011−16 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Р=1,7 кВт и частоту вращения n=835 мин- 1. Момент инерции ротора Ip=0,02 кг*м2.

Номинальный момент на валу двигателя Н*м:

Тном=9550Р/n=9550*1,7/835=19,44.

Частота вращения вращения ходового колеса (мин-1): nб=60vпер/(*Dк=60*0,63/3,14*0,36=32,89 где: vпер — скорость передвижения тележки м/с;

Dк — расчетный диаметр колеса, м.

Требуемое передаточное число привода:

U=n/nк=835/32,89=25,38 Поскольку в приводе механизма перемещения крана должно быть установлено два одинаковых редуктора. Выбираем редуктор типа ВК — 475 передаточное число up=29,06 и Pр=8,1 кВт.

Номинальный момент передаваемый муфтой двигателя, Н*м:

Тм=Тс=FперDк/2uр (=2014,31*0,36/2*29,06*0,85=14,67.

Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м:

Тм=Тмном*k1*k2=14,47*1,2*1,2=21,12.

Выбираем по таблице III.5.6 втулочно — пальцевую муфту c крутящим моментом 31,5 Н*м с диаметром D=90 мм.

Момент инерции муфты, кг*м2:

Iм=0,1*m*D2=0,1*2*0,09=0,018.

Фактическая скорость передвижения тележки, м/с: vперф=vпер*u/up=0,63*25,38/29,06=0,55 — отличается от стандартного ряда на допустимую величину.

Примем коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами (=0,12 коэффициент запаса сцепления k (=1,1.

Вычисляем максимально допустимое ускорение грузовой тележки при пуске в предположении, что ветровая нагрузка Fp=0, м/с2 amax=[(zпр (((/k ()+(f*dk/Dk))/z)-(2(+f*dk)kp/Dk)*g=.

=(2((0,12/1,1)+(0,02*0,072/0,36))/4;

-(2*0,0006+0,02*0,072)*2,5/0,36)*9,81=0,46 м/с2 где: zпрчисло приводных колес; z — общее число ходовых колес;

Тср.п=(1,5…1,6)*Tном=1,5*19,44=29,16.

Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления, с: tдоп=v/amax=0,55/0,464=1,185.

Момент статических сопротивлений при работе тележки без груза Н*м:

Тс=F'перDк/2uр (=575*0,36/2*29,0,6*0,85=4,150.

Момент инерции ротора двигателя Iр=0,02 кг*м2 и муфты быстроходного вала Iм=0,018.

I=Ip+Iм=0,02+0,018=0,038 кг/м2.

Фактическое время пуска механизма передвижения тележки с грузом, с: tп. г=((*I*n/9,55(Тср.п-Тс))+9,55*(Q+mт)*v2/n ((Тср.п-Тс)*(=.

=(1,2*0,038*835/9,55(29,16−14,67))+9,55*.

*(8000+3200)*0,552/835(29,16−14,67)*0,85=5,42.

Фактическое время пуска механизма передвижения тележки без груза, с: tп. г=((*I*n/9,55(Тср.п-Тс))+9,55*mт*v2/n ((Тср.п-Тс)*(=.

=(1,2*0,038*835/9,55(29,16−4,150))+9,55*.

*3200*0,552/835(29,16−4,150)*0,85=2,3.

Фактическое ускорение грузовой тележки без груза, м/с2 аф=Vпер/tп=0,55/2,3=0,23.

Проверяем суммарный запас сцепления. Для этого найдем:

А) суммарную нагрузку на привод колеса без груза, Н:

Fпр=m*zпр*g/z=3200*2*9,81/4=15 696.

Б) суммарную нагрузку на привод колеса с грузом, Н:

Fпр=m*zпр*g/z=(3200+8000)*2*9,81/4=54 936.

В) сопротивление передвижению грузовой тележки без груза, Н:

F’пер=kp*m*g (f*dk+2()/Dk=2,5*3200*9,81*(0,02*0,072+2*0,0006)/0,36=.

= 575,5.

C) сопротивление передвижению грузовой тележки с грузом, Н:

F’пер=kp*m*g (f*dk+2()/Dk=2,5*(3200+8000)*9,81*(0,02*0,072+2*0,0006)/.

/0,36=2014.

Определим фактический запас сцепления: k (=Fпр*(/F'пер+mg ((a/g)-zпр*f*dk/z*Dk)=.

=15 696*0,15/575,5+3200*9,81((0,23/9,81)-2*0,02*0,072/4*0,36)=1,2.

Определение тормозных моментов и выбор тормоза. Максимальное допустимое замедление грузовой тележки при торможении, м/с2: amaxт=((zпр (((/k ()-(f*dk/Dk))/z)+(2(+f*dk)/Dk)*g=((2((0,15/1,2) — (0,02*0,072/0,36))/4)+(2*0,0006+0,02*0,072)/0,36)*9,81=0,66 м/с2.

По таблице принимаем амахт=0,15 м/с2.

Время торможения грузовой тележки без груза, с: tt=Vфпер/амахт=0,55/0,15=3,66 с.

Сопротивление при торможении грузовой тележки без груза, Н: Fтрт=mg (f*dk+2()/Dk=3200*9,81(0,02*0,072+2*0,0006)/0,36=230,208 H.

Момент статических сопротивлений на тормозном валу при торможении грузовой тележки, Н*м.

Тст=Fттр*Dk*(/2*up=230,208*0,36*0,85/2*29,6=1,189.

Момент сил инерции при торможении грузовой тележки без груза, Н*м:

Тинт=((*I*n/9,55*tт)+9,55*m*v2*(/n*tт=.

=(1,2*0,038*835/9,55*3,66)+9,55*3200*0,552*0,85/830*.

*3,66=3,6 где: tтвремя торможения механизма, с:

Расчетный тормозной момент на валу тормоза, Н*м:

Трт=Тинт — Тст=3,6 — 1,89 =1,77.

Минимальная длина пути торможения, м:

S=V2/R=0,552/1,7=0,17.

Фактическая длина пути торможения, м:

Sф=0,5*v*tт=0,5*0,55*3,66=1,0065 >1м.

Выбор приборов безопасности.

Ограничители высоты подъема грузозахватного устройства. В качестве исполнительных устройств этих ограничителей применяют преимущественно рычажные и шпиндельные конечные выключатели. В мостовых и козловых кранах с приводными грузовыми тележками, а так же в стреловых кранах с подъемной стрелой при использовании рычажных выключателей к его рычагу крепят штангу которая может перемещаться в направлении движения рычага выключателя и удерживать рычаг в устойчивом положении при замкнутых контактах. Движение штанги в боковом направлении ограничено направляющей. При подходе к крайнему верхнему положению обойма грузового крюка поднимает штангу, которая воздействует на рычаг конечного выключателя, отключает привод механизма подъема груза.

Упоры и буфера. Тупиковые упоры, установленные на концах рельсового кранового пути, предназначены для ограничения пути передвижения крана. Стационарный упор для рельсовых путей козловых кранов грузоподъемностью 8- 15 т листовой стальной щит усиленный средними и боковым ребром. Щит и ребра приварены к основанию. Снизу в щите имеется вырез, обеспечивающий установку упора под рельсами. К щиту болтами прикреплен амортизатор. Основание упора крепится на деревянных шпалах рельсового пути костылем, а ребро направлено к рельсу. Буфера предназначены смягчения возможного удара грузоподъемной машины об упоры. Они могут быть выполнены эластичными, пружинными, пружинно — фрикционными и гидравлическими. В зависимости от установки буфера они могут быть подвижными, неподвижными, и комбинированными. На грузовых тележках кранов подвижные буфера закреплены на боковых сторонах рамы. Эти буфера перемещаются при работе крана вместе с крановым мостом и грузовой тележкой.

1. Справочник по расчетам механизмов подъемно — транспортных машин. А. В. Кузьмин, Ф. Л. Марон. Высшая школа, 1983 г. 2. Справочник по кранам. Александров М. П., Гохберг М. М., том 1,2. -Л: Машиностроение, 1988. 3. Подъёмно-транспортные машины. Атлас конструкций., под ред. Александрова М. П. и Решетникова Д.Н.-М.:1987.

Показать весь текст

Заполнить форму текущей работой