Вычисление параметров крана

КурсоваяПомощь в написанииУзнать стоимостьмоей работы

Груз кран металлоконструкция тележка Металлоконструкция моста рассчитываемого крана из двух главных балок прямоугольной формы, сваренных из стального листа. Главные балки прикреплены к концевым, в которые вмонтированы ходовые колеса моста. Кроме того, к мосту крепят вспомогательные поперечные и продольные балки, на которых размещен механизм передвижения крана. Мост оборудуют перилами и настилом… Читать ещё >

Вычисление параметров крана (реферат, курсовая, диплом, контрольная)

Мостовые краны применяют для обслуживания закрытых складов и помещений, промышленных предприятии, обслуживания гидротехнических сооружений, перегрузки крупнотоннажных контейнеров и длинномерных грузов. Мостовые 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.

Для механизмов передвижения мостовых кранов предусматривают раздельные приводы. Приводными выполняют не менее половины всех ходовых колёс.

Исходные данные

Грузоподъемность 6,5 тонн

Пролет 12 метров

Высота подъема 6 метров

Скорость:

подъема груза 9,0 м/мин

передвижения тележки 4, 5 м/мин

передвижения кран-балки 8,5 м/мин

Режим работы средний

1. 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=Q/zu_n₀=65 000/2*2*0,99=16 414 Н где: Q=65 000 — номинальная грузоподъемность крана, Н;

z =2 — число полиспастов в системе;

u_n=2 — кратность полиспаста;

₀ — общий КПД полиспаста и обводных блоков;

Поскольку обводные блоки отсутствуют, то

₀=_п=(1 — n_бл^U^п)/u_n(1-_бл)=(1−0,98²)/2*(1−0,98)=0,99

Расчетное разрывное усилие в канате при максимальной нагрузке на канат Fк=Fб=12 386,36 Н и k=6,0

FFк*k=16 414*6,05=98 484 Н

где: Fк — наибольшее натяжение в канате (без учета динамических нагрузок), Н;

k — коэффициент запаса прочности (для среднего режима работы k=6,0).

Принимаем канат по ГОСТ 2688– — 80 двойной навивки типа ЛК-Р конструкции 6×19 (1+6+6/6+1 о. с) диаметром 15 мм имеющий при маркировочной группе проволок 1596 МПа разрывное усилие F=140 000 Н.

2. Выбор диаметра блока Канат — 15 — Г — 1 — Н — 1596 ГОСТ 2688–80

Фактический коэффициент запаса прочности:

k_ф=F/Fб=140 000/16414 =8,2>k=6,0

Требуемый диаметр барабана

по средней линии навитого стального каната, мм

Dd*e=15*20=300

где: d — диаметр каната е — коэффициент зависящий от типа машины, привода механизма и режима работы машины механизма.

Принимаем диаметр барабана D=360 мм.

Расчет узла барабана

Длина каната навиваемого на барабан с одного полиспаста при z₁=2 и

z₂=3, м:

Lк=H*Uп+*D (z₁+z₂)=6,0*2+3,14*0,26 (2+3)=24,1

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=L_k*t/*m (m*d+D)*=16,71*0,013/3,14*1 (1*0,0115+0,26)=0,252

где: L_к — 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*0,252+0,2=0,7

Где l — длина гладкого участка между нарезанными участками, l = 200 мм.

Толщина стенки литого чугунного барабана должна быть, м:

_min=0,02Dб+(0,006…0,01)=0,02*0,36+0,01=0,016 м Принимаем =18 мм.

D₁=D — d=0,36 — 0,018=0,282 м.

Приняв в качестве материала барабана чугун марки СЧ 15−32 (_в=650 Мпа, [_сж]=130 МПа) найдем напряжения сжатия стенки барабана:

_сж=Fб/t[_сж] = 16 414/0,017*0,016 = 61,34<130 МПа где: Fб — усилие в канате, Н;

t — шаг витков каната на барабане, м;

[_сж] - допускаемое напряжение сжатия для материала барабана;

Условие прочности соблюдено, толщина стенки барабана выбрана верно.

2. Выбор двигателя и редуктора

Статическая мощность двигателя при = 0,85, кВт:

Pc=Q*v_г/10³*=65 000*0,15/1000*0,85=21,64кВт где: Q — номинальная грузоподъемность, кг;

v_г — скорость подъема груза, v_г = 9,0 м/мин = 0,15 м/с;

— КПД механизма Номинальная мощность двигателя принимается равной или несколько меньше статической мощности. Из таблицы III.3.5 выбираем крановый электродвигатель с фазным ротором MTF — 411 — 6 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Рном=22 кВт и частоту вращения n=935 мин^-1. Момент инерции ротора Ip=0,225 кг*м² максимальный пусковой момент двигателя Тmax=320 H*м.

Частота вращения барабана (мин^-1):

n_б=60v_г*Uп/*Dрасч=60*0,15*2/3,14*0,30=19,1

где: Uп — кратность полиспаста;

Dрасч — расчетный диаметр барабана, м.

Общее передаточное число привода механизма:

U=n/n_б=935/19,1=48,9

Расчетная мощность редуктора на быстроходном валу, кВт:

Рр=k_р*Р = 22 кВт где: k_р — коэффициент, учитывающий условия работы редуктора;

Р — наибольшая мощность передаваемая редуктором при нормально протекающем процессе работы механизма.

Из таблицы III.4.2 по передаточному числу и мощности выбираем редуктор цилиндрический, двухступенчатый, горизонтальный, крановый типоразмера Ц2 — 350 с передаточным числом Uр =50 и мощностью на быстроходном валу при среднем режиме работы Рр = 24 кВт при ПВ = 25%

Момент статического сопротивления на валу двигателя в период пуска Тс=Fб*z*Dб^г/2u*_б*_пр=16 414*2*0,30/2*48,9*0,94*0,9=208

Номинальный момент на валу двигателя Н*м:

Т_ном=9550Р/n=9550*22/935=225

Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м:

Т_м=Т_м^ном*k₁*k₂= 225,0 *1,3*1,2=324,3

Выбираем по таблице 5.9 втулочно-пальцевую муфту № 1 с тормозным шкивом диаметром Dт=200 мм, и наибольшим передаваемым крутящим моментом 500 Н*м.

Момент инерции муфты Iм=0,125 кг*м². Момент инерции ротора и муфты

I=Iр+Iм=0,225+0,0125=0,35 кг*м²

Средний пусковой момент двигателя при =1,4, Н*м:

Тпуск=Тср.п=(_max+_min)*Tном/2=(2,23+1,4)*142,9/2=260

где: _max=T_мах/Т_ном= 2,23

_min — минимальная кратность пускового момента электродвигателя:

_min=1,1…1,4

Т_мах — максимальный пусковой момент двигателя, Н*м, Т_ном — номинальный момент двигателя, Н*м, Время подъема и опускания груза

t_п=(*I*n/9,55 (Т_ср.п-Т_с))+9,55*Q*v²/n ((Т_ср.п-Т_с)*=(1,1*0,35*935/9,55 (407,8−207,94))+9,55*6500*0,18²/935 (407,8−207,94)=0,62

где: Тср. п — средний пусковой момент двигателя, Н*м Тс — момент статического сопротивления соответственно на валу двигателя при пуске.

Фактическая частота вращения барабана по формуле, мин^-1:

n_б^ф=n/u_р=935/50=19,12

Фактическая скорость подъема груза, м/с:

v_г^ф=*D_расч*n_б^ф/60u_п=3,14*0,36*19,12/60*2=0,18

где: u_п — кратность полиспаста

D_расч — расчетный диаметр барабана

Средняя высота подъема груза

Нср=0,8*Н=0,8*6,0=4,8 м.

Время установившегося движения, с:

t_y=Нср/v_г=4,8/0,21=26,7

Выбор тормоза

Тормоз выбираем по моменту.

Необходимый по нормам Госгортехнадзора момент, развиваемый тормозом равен Т_т = k_т*Т_с

Где k_т =1.75

Т_с = F_б*z*D_б*_б*_т/2U_т

_т — КПД привода от вала барабана до тормозного вала, _т= 0,85

Тс = 16 414*2*0,30*0,98*0,85/2*41,34=150 Н*м Тт = 1,75*74,7 = 130,8 Н*м Выбираем тормоз ТКТ-200 с тормозным моментом Тт = 160 Н*м, диаметром тормозного шкива 200 мм.

Расчет оси барабана

Диаметр вала определяем как где: Мк — крутящий момент на валу барабана;

[] - допускаемое напряжение кручения вала, для материала вала (сталь 45)

[]=0,6 []=0,655=33 МПа Мк=Мном*Up=225*48,9=11 кН*м Тогда Примем: диаметр под подшипником d_n=45 мм, под ступицей барабана d_с = 50, диаметр центрального участка d_ц=55

Выбор подшипников

Подшипник для узла барабана выбираем исходя из динамической грузоподъемности (Рис. 2 Расчетная схема подшипниковых узлов) Реакция опор

R_B=2F-R_A=2*16 414−16 414=16414H

Выбираем роликовый сферический двухрядный подшипник № 1211

Рис. 2 Расчетная схема подшипниковых узлов

3. Расчет механизма передвижения грузовой тележки

Рекомендуемый диаметр ходовых колес Dк=250 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:

d_ц=0,2*250=50 мм

Общее сопротивление передвижению крана, Н:

F_пер=F_тр=k_p(m+Q) g (fd_ц+2)/D_k=2,5 (2500+6500)*

9,81 (0,02*0,05+2*0,0006)/0,25=4024 Н

Статическая мощность привода при = 0,85, кВт:

Pc=F_пер*v_пер/10³*=4024*(4,5/60)/1000*0,85=2,9 кВт.

где: F_пер — общее сопротивление передвижению тележки, Н;

v_пер — скорость передвижения грузовой тележки, v_пер = 3,5 м/мин;

Выбираем крановый двигатель

MTF — 012−16 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Р=3,1 кВт и частоту вращения n=835 мин^-1. Момент инерции ротора Ip=0,02 кг*м².

Номинальный момент на валу двигателя Н*м:

Т_ном=9550Р/n=9550*2,9/835=33,16

Частота вращения вращения ходового колеса (мин^-1):

n_б=60v_пер/*Dк=60*0,075/3,14*0,25=25,3 об/мин где: v_пер — скорость передвижения тележки 4,5 м/мин = 0,075 м/с;

Dк — расчетный диаметр колеса, м.

Требуемое передаточное число привода:

U=n/n_к=835/25,3=33

Выбираем редуктор типа ВК — 380 передаточное число u_p=40 и Pр=3,5 кВт.

Номинальный момент передаваемый муфтой двигателя, Н*м:

Тм=Тс=F_перD_к/2u_р=4024*0,25/2*40*0,85=14,5 Н*м

Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м:

Т_м=Т_м^ном*k₁*k₂=14,5*1,2*1,2=19,8

Выбираем по таблице III.5.6 втулочно — пальцевую муфту c крутящим моментом 20 Н*м с диаметром D=80 мм.

Момент инерции муфты, кг*м²:

Iм=0,1*m*D²=0,1*2*0,09=0,018

Фактическая скорость передвижения тележки, м/с:

v_пер^ф=v_пер*u/u_p=0,075*33/40=0,09 — отличается от исходной 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 F^p=0, м/с²

a_max=[(z_пр((/k)+(f*d_к/d_ц))/z) — (2+f*d_k) k_p/D_k)*g=(2 ((0,12/1,1)+(0,02*0,05/0,36))/4-(2*0,0006+0,02*0,072)*2,5/0,25)*9,81=0,46 м/с²

где: z_пр — число 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;

d_k — диаметр цапфы вала ходового колеса, м:

k_p — коэффициент, учитывающий дополнительное сопротивления от трения реборд ходовых колес

Средний пусковой момент двигателя, Н*м:

Тср.п=(1,5…1,6)*Tном=1,5*22,8=34,2

Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления, с:

t_доп=v/a_max=0,1/0,46=0,2

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

Тс=F'_перd_ц/2u_р=639*0,25/2*40*0,85=2,34

F_пер`=Rpmg (fdk+2 м) D_k=2.5*3500*9.81 (0.02*0.05+2*0.0006)/0.25=639

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:

t_п.г=(*I*n/9,55 (Т_ср.п-Т_с))+9,55*(Q+m_т)*v²/n ((Т_ср.п-Т_с)* t_п.г =(1,2*0,038*835/9,55 (34.2−7.4))+9,55*(6500+2500)*0,075²/835 (34.2−7.4)*0,85=1.4

Фактическое ускорение грузовой тележки без груза, м/с²

а_ф=V_пер/t_п=0,27/1,3=0,2

Проверяем суммарный запас сцепления. Для этого найдем:

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

F_пр=m*z_пр*g/z=3500*2*9,81/4=17 500

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

F_пр=m*z_пр*g/z=(2500+5000)*2*9,81/4=57 500

В) сопротивление передвижению грузовой тележки без груза, Н:

F'_пер=k_p*m*g (f*d_ц+2)/D_k=2,5*3500*9,81*(0,02*0,05+2*0,0006)/0,25=639

C) сопротивление передвижению грузовой тележки с грузом, Н:

F'_пер=k_p*m*g (f*d_ц+2)/D_k=2,5*(3500+8000)*9,81*(0,02*0,05+2*0,0006)/

/0,25=2150

Определим фактический запас сцепления:

k=Fпр*/F'пер+mg ((a/g) — z_пр*f*d_k/z*D_k)=17 500*0,15/639+3500*9,81 ((0,2/9,81) — 2*0,02*0,05/4*0,25)=1,2

Определение тормозных моментов и выбор тормоза. Максимальное допустимое замедление грузовой тележки при торможении, м/с²:

a_max^т=((z_пр((/k) — (f*d_ц/D_k))/z)+(2+f*d_ц)/D_k)*g=((2 ((0,15/1,2) — (0,02*0,05/0,25))/4)+(2*0,0006+0,02*0,05)/0,25)*9,81=0,66 м/с²

По таблице принимаем а_мах^т=0,15 м/с²

Время торможения грузовой тележки без груза, с:

t_t=V^ф_пер/а_мах^т=0,27/0,15=1.8 с.

Сопротивление при торможении грузовой тележки без груза, Н:

F_тр^т=mg (f*d_k+2)/D_k=2500*9,81 (0,02*0,05+2*0,0006)/0,25=230 H.

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

Т_с^т=F^т_тр*D_k*/2*u_p=420*0,25*0,85/2*40=0.7

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

Т_ин^т=(*I*n/9,55*t_т)+9,55*m*v^2*/n*t_т=(1,2*0,038*835/9,55*1.8)+9,55*3500*0,27²*0,85/835**1.8=3,45

где: t_т — время торможения механизма, с:

Расчетный тормозной момент на валу тормоза, Н*м:

Т_р^т=Т_ин^т — Т_с^т=3,45 — 0.7 =2.75

Из таблицы III 5.13 выбираем тормоз типа ТКГ — 160 с диаметром тормозного шкива D_т=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=0,27²/1,25=0,058

Фактическая длина пути торможения, м:

S_ф=0,5*v*t_т=0,5*0,27*1.8=0.243 >1 м Условие соблюдается

4. Расчет механизма передвижения крана

Механизм передвижения крана служит для перемещения крана по рельсам.

Рекомендуемый диаметр ходовых колес Dк=720 мм.

Диаметр вала цапфы ходового колеса, мм:

d_ц=0,2*720=144. Примем также k_р=2,5

Общее сопротивление передвижению крана, Н:

F_пер=F_тр=k_p(m+Q) g (fd_ц+2)/D_k=2,5 (12 000+6500)*9,81 (0,020*0,14+2*0,0006)/0,720=2725

Статическая мощность привода при = 0,85, кВт:

Pc=F_пер*v_пер/10³*=2725*0.14/1000*0,85=0.9

где: F_пер — сопротивление передвижению крана, кг;

v_пер — скорость передвижения крана, м/с;

— КПД механизма Из таблицы III.3.5 выбираем крановый электродвигатель MTF — 011 — 6 имеющим ПВ=15% номинальную мощность Рном=2 кВт и частоту вращения n=720 мин^-1. Момент инерции ротора Ip=0,048 кг*м².

Номинальный момент на валу двигателя Н*м.

Т_ном=9550Р/n=9550*2/870=21,95

Частота вращения вращения ходового колеса (мин^-1):

n_б=60v_пер/*Dк=60*0,14/3,14*0,720=14

где: v_пер — скорость передвижения крана;

Dк — расчетный диаметр колеса, м.

Требуемое передаточное число привода:

U=n/n_к=710/14=49,8

Поскольку в приводе механизма перемещения крана должно быть установлено два одинаковых редуктора. Выбираем редуктор типа ВКН — 420 передаточное число u_p=50 и Pр=2,8 кВт.

Номинальный момент передаваемый муфтой двигателя, Н*м Тм=Тс=F_перD_к/2u_р=2725*0,720/2*50*0,85=23

Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м:

Т_м=Т_м^ном*k₁*k₂=23*1,2*1,2=33,2

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:

v_пер^ф=v_пер*u/u_p=0,14*48,4/50=0,129

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

Т.к. мостовой кран работает в закрытом помещении то ветровая нагрузка F^p=0, м/с²

a_max=[(z_пр((/k)+(f*d_k/D_k))/z) — (2+f*d_k) k_p/D_k)*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: z_пр — число 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;

d_k — диаметр цапфы вала ходового колеса, м:

k_p — 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: _min — минимальная кратность пускового момента электродвигателя:

_min=1,1…1,4

Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления, с:

t_доп=v/a_max=0,32/0,66=0,48

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:

t_п=(*I*n/9,55 (Т_ср.п-Т_с))+9,55*Q*v²/n ((Т_ср.пТ_с)*=(12*0,05*870/9,55 (36,76−19,6))+9,55*12 000*0,14²/870 (36,76−19,6)*0,85=3,1 с Фактическое ускорение крана без груза, м/с²

а_ф=V_пер/t_п=0,32/3,2=0,103max=0,66 м/с²

Проверяем суммарный запас сцепления. Для этого найдем:

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

F_пр=m*z_пр*g/z=12 000*2*9,81/4=58 860

Б) сопротивление передвижению крана без груза, Н:

F'_пер=k_p*m*g (f*d_ц+2)/D_k=2*12 000*9,81*(0,02*0,144+2*0,0006)/0,720== 1137,96

Определим фактический запас сцепления:

k=Fпр*/F'пер+mg ((a/g) — z_пр*f*d_k/z*D_k)=58 860*0,12/1137,96+12 000*9,81 ((0,208/9,81)-*0,02*0,144/4*0,72)=1,34>1,2

Определение тормозных моментов и выбор тормоза. Максимальное допустимое замедление крана при торможении, м/с²:

a_max^т=((z_пр((/k) — (f*d_ц/D_k))/z)+(2+f*d_ц)/D_k)*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 а_мах^т=0,15 м/с²

Время торможения крана без груза, с: