Проэкт козлового крана

Частота вращения — nэл = 855 об/мин.Максимальный крутящий момент — М = 39 Н*м.Номинальный крутящий момент электродвигателя.

Коэффициент пусковой перегрузки.

Условие = 2,58ф = 1,4 выполняется. Для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП. [3]Расчетный крутящий момент на муфте для быстроходного вала определим по формуле.

Мр.м.б. = К1*К2*К3 *Мст.дв = 1,4*1,3*1*49 = 89 Н*мгде К1 = 1,4 — коэффициент ответственности передачи;

К2 = 1,3 — коэффициент условий работы;

К3 = 1 — коэффициент углового смещения;

Мст.дв. — крутящий момент от внешней нагрузки на быстроходном валу редуктора. Подбираем типоразмер муфты МУВП. Наибольший крутящий момент, передаваемый муфтой — 35 Н*м.Диаметр тормозного шкива- 100 мм. Уточним время разгонагде — маховой момент механизма передвижения, приведенный к быстроходному валу. Ми — избыточный момент, создаваемый электродвигателем в период разгона механизма. Ми = Мср.п. — Мст.дв. = 24,16 — 3,58 = 20,58 Н*мгде Мср.п. — среднепусковой момент двигателя.

Мср.п. = 1,6 * Мн = 1,6*15,1 = 24,16 Н*мгде iм — передаточное число механизмагде nк — частота вращения приводного колеса. Ускорение при разгоне3.

5. Выбор редуктора для механизма передвижения.

Механизм передвижения состоит из двухступенчатого цилиндрического редуктора и открытой цилиндрической зубчатой передачи. Принимаем передаточное число открытой зубчатой передачиiз.п. = 2,8Тогда передаточное число редуктора определим по формуле.

Принимаем iред = 11Расчетный эквивалентный крутящий момент на тихоходном валу редуктора определим по формуле.

Мэ = Кд * Мст. т = 0,45 * 41,96 = 18,8 Н*мгде Мст.т. — статический крутящий момент на тихоходном валу редукторагде з.п. = 0,96 — к.п.д. открытой зубчатой передачи. Подбираем двухступенчатый цилиндрический редуктор Ц2У-100-. [2]Передаточное число редуктора — iред. = 12,5.Крутящий момент на тихоходномвалу редуктора — Мт = Мн*Кд = 250*1,6 = 400 Н*мгде Кд = 1,6 — повышающий коэффициент для режима работ;

Мн = 250 Н*м — номинальный крутящий момент на тихоходном валу редуктора.Условие.

Мэ= 18,8 Н*м ≤ Мт = 400 Н*мвыполняется.

3.6. Выбор тормоза для механизма передвижения крана.

Определим максимальное сопротивление передвижению крана при трогании с места без учета массы груза. Wмакс = Wтр + Wу+ Wин =0,078 + 0,044 + 0,49 = 0,612 кНгдеWу = α*Qкр * g = 0,005*0,9 * 9,81 = 0,044кНОпределим силу сцепления колес с рельсамиWсц =Gсц * сц = 8,83 * 0,12 = 1,06 кНгде сц = 0,12 — коэффициент сцепления колес с рельсами;Gсц — сцепной вес крана.

где Zв = 4 — число ведущих колес;Z = 8 — общее число колес. Определим запас сцепления приводных колес с рельсами.

Запас сцепления достаточен. Определим необходимый тормозной момент. Мт = Мизб — Мсопр.

дв = 224 — 6,57 = 217,4 Н*мгде Мизб — избыточный момент создаваемый тормозом одного механизма передвижения.

где tт — время торможения.

где jср = 0,45 м/с2 — среднее ускорение при торможении.Мсопр.

дв — момент сопротивления на валу электродвигателя при торможении. Подбираем тормоз для механизма передвижения из условия.

Мт.н. МтПодбираем тормоз ТКП-100.Диаметр тормозного шкива- 100 мм. Номинальный тормозной моментМт.н. = 20 Н*м.

3.7. Размеры открытой зубчатой передачи.

Размеры открытой зубчатой передачи механизма передвижения определяем из условия геометрической компоновки. Числа зубьев колес:

шестерняz1 = 11;

— колесоz2 = 31;

— паразитное колесоz3 = 21. Модуль передачиm = 10 мм;Делительные диаметры колес:

шестерняd1 = m * z1 = 10 * 11 = 110 мм;

— колесоd2 = m * z2 = 10 * 31 = 310 мм;

— паразитное колесоd3 = m * z3 = 10 * 21 = 210 мм.

4. Расчет механизма передвижения тележки.

Механизм передвижения тележки предполагается выполнить по кинематической схеме, показанной на рис.

5.Рис.

5. Кинематическая схема механизма передвижения тележки.

Для передачи крутящего момента от двигателя к приводным колесам использован вертикальный редуктор типа ВКН. Вал двигателя соединен с быстроходным валом редуктора втулочно-пальцевой муфтой, на одной половине которой установлен колодочный тормоз с электрогидротолкателем. Сопротивление, кгс, передвижения тележки с номинальным грузом, при установившемся режиме работы определяем по формуле, где Q=500 0кгс — номинальный вес поднимаемого груза;GT — собственный вес крановой тележки; из графиков (рис. 44 /1/), построенных по характеристикам выпускаемых кранов, принимаем GT=10 000 кгс;Dк — диаметр ходового колеса тележки. Для данной грузоподъемности предварительно можно выбрать диаметр колеса, пользуясь рекомендациями табл. 25 /1/. Принимаем двух реберное колесо с цилиндрическим профилем обода, диаметром Dк=250 мм (прил. LIX, LVI /1/);d = (0,25…0,30) Dк — диаметр цапфы, мм;f = 0,015 — коэффициент трения в подшипниках колес; подшипники выбираем сферические двухрядные (табл. 26 /1/);μ = 0,03 см — коэффициент трения качения колеса по плоскому рельсу (табл.

27 /1/). Изготовляем колесо из стали 65 Г (ГОСТ 1050−74), твердость поверхности катания НВ 320…350;kp = 2,5 — коэффициент, учитывающий сопротивление от трения реборд колес о рельсы и от трения токосъемников о троллеи (табл. 28 /1/); Wцк — сопротивление, кгс, передвижению от уклона. Уклон ненагруженной главной балки принимаем равным нулю;WB — сопротивление передвижению от действия ветровой нагрузки, определяемое по формуле /1/. При расчете мостовых кранов, работающих в закрытых помещениях, принимают WB=0.Наибольшее сопротивление передвижению тележки с номинальным грузом при установившемся режимекгс. Статическое сопротивление передвижению тележки при поднимаемом грузе и при не нагруженной тележке приведены в табл. 2. Двигатель механизма передвижения тележки выбираем по пусковому моменту. Значение пускового момента должно быть таким, при котором отсутствует пробуксовка ведущих колес незагруженной тележки по рельсам, а коэффициент запаса сцепления должен быть не меньше 1,2.Для предварительного выбора двигателя определяем сопротивление передвижению загруженной тележки в пусковой период кгс, где, а — среднее ускорение тележки при пуске, м/с2 (табл. 29 /1/).Мощность предварительно выбираемого двигателяк.

Вт, где ψср — средняя кратность пускового момента,;ψmax, ψmin — соответственно максимальная и минимальная кратность пускового момента. Расчетная мощность двигателей механизма передвижения, определенная с учетом инерционных нагрузок, должна удовлетворять условию, где кВт;

— условие удовлетворяется. По каталогу (прил. XXXIV /1/) предварительно принимаем электродвигатель с фазным ротором МТF 211−6 мощностью N= 1,5 кВт n=915хв-1 (ω=95.77рад/с), Jp=0,0117кгс· м·с2, Mn. max=19.5кгс*м. Mн=9.59кгс*м, Mс= (2.03* Мн. +1.1* Мн.)/2=15.02кгс*м.

5. Расчёт металлоконструкции.

Определяем изгибающий момент при положении тележки в середине. Определяем момент сопротивления сечения. — Коэффициент снижения дополнительных напряжений, для балок, не имеющих вспомогательных элементов для обеспечения её устойчивости. Для L=10м — т.к. мост состоит из 2х швеллеров. Выбираем швеллер № 30 с и Сталь 3. Проверочный расчёт: Определяем изгибающий момент с учётов веса мо,, Заключение.

В данном курсовом проекте изложены: 1) общие расчеты механизмов козлового крана грузоподъемностью 0,5 т, скорость подъема груза 11 м/мин, высота подъема груза 7 м, пролет 12 м;2) методика выбора и проверки электродвигателей, редукторов, муфт и тормозов механизмов подъема груза и передвижения тележки;

3) методика расчета металлоконструкции стяжки крана.

Литература

1. Черкасов А. Н. Грузоподъемные машины. Учебное пособие. М.: РГОТУПС, 2001.

2.Подъемно-транспортные машины. Атлас конструкций /Под ред. М. П. Александрова и Д. Н. Решетова. — М.: Машиностроение, 1987.

3.Вансон А. А. Строительные краны. М.: Машиностроение, 1969.

4.Невзоров Л. А. и др. Башенные краны. Учебник для профтехучилищ. М.: Высшая школа.

1976.