Проектирование механизма подъема груза портального крана

Задание 30

Схема механизма

1 — Электродвигатель

2 — Муфта З — Тормоз

4- Редуктор

5 — Барабан

Введение

Грузоподъемные машины — высокоэффективное средство комплексной механизации и автоматизации подъемно-транспортных, погрузочно-разгрузочных и складских работ. Применение таких машин уменьшает объем использования тяжелых ручных операций и способствует резкому повышению производительности труда.

Механизмы подъема служат для вертикального перемещения груза.

По типу передач механизмы подъема бывают: с цилиндрическими, планетарными и волновыми редукторами (последние пока не нашли должного применения). Червячные передачи в механизмах подъема груза применяют редко по причине низкого КПД и повышенного износа.

По типу и количеству двигателей приводы бывают электрические (основной привод), однои двухдвигательные и гидравлические. Наиболее широкое применение нашли канатные лебедки с электроприводом, проектирование которого и рассмотрено ниже.

1. Выбор полиспаста Схема полиспаста выбирается с учетом грузоподъемности и типа крана. Воспользуемся рекомендациями, приведенными в разделе 4.2(1) и выбираем одинарный полиспаст с кратностью 2, который представлен на рисунке 1.

Рисунок 1 — Схема одинарного полиспаста.

1.1 Коэффициент полезного действия полиспаста

(1)

где — коэффициент полезного действия блока, (см. таблицу 4.1(1)).

Uп— кратность полиспаста.

2. Подбор каната

2.1 Усилие в канате, набегающем на барабан при подъеме груза, Н

(2)

Где: Q — грузоподъемность крана, кг (см. задание)

g = 9,81 — коэффициент;

Z — число полиспастов;

Uп — кратность полиспаста.

— общий КПД (в данном случае)(см. формулу 1).

2.2 Расчетное разрывное усилие в канате при максимальной нагрузке, Н

(3)

где К — коэффициент запаса прочности (см. таблицу 4.2(1)).

Fр=30 965,9*5.5=170 312,5 (Н).

По разрывному усилию выбирают канат двойной свивки типа ЛК-РО конструкции 6×36 (1+7+7+7/7+14) + 1 о.с. ГОСТ 7668–80 диаметром 18 мм. (см. таблицу Д.4(1)), представленный на рис. 2.

Рисунок 2— Конструкция каната ЛК-РО

2.3 Фактический коэффициент запаса прочности Кф = Fтабл /Fб, (4)

Где:

Fтабл — табличное значение разрывного усилия (по таблице

Д. 4.(1)).

Кф=171 500/30965,9=5,54.

3. Выбор крюковой подвески Учитывая схему и кратность полиспаста, а также грузоподъемность и режим работы механизма, выбираю крюковую подвеску укороченную тип 2, представленную на рисунке 4, а ее параметры — в таблице 5.1.

Таблица 5,1 Основные параметры крюковой подвески.

Рисунок 4 — Крюковая подвеска.

4. Общая часть Портальными называют полноповоротные стреловые краны устанавливаемые на передвигающихся по рельсам порталах. Портал представляет собой пространственную раму, которая перекрывает один, два или три железнодорожных пути и обеспечивает свободный пропуск под краном железнодорожных составов.

Поворотная часть крана, поворачивающаяся относительно портала на неограниченный угол, состоит из платформы, каркаса (колонны) и стрелового устройства. На поворотной части устанавливают механизм подъема, поворота и изменения вылета стрелы, электрооборудования, а также кабину крановщика и машинную кабину.

Портал опирается, как правило, на четыре ходовые тележки, число колес которых зависит от массы крана, различных нагрузок на кран и допускаемого давления колеса на рельс.

Портальные краны предназначаются для использования во многих отраслях народного хозяйства для полъемно-транспортных опереций с различными грузами.

В зависимости от назначения предусматриваются следующие типы кранов: перегрузочные и монтажные.

Перегрузочные портальные краны предназначаются для работы грейфером с массовыми навалочными грузами и для работы крюковой подвеской со штучными грузами (в том числе с контейнерами) в морских и речных портах, на складах промышленных предприятий итп., краны могут быть использованы и для работы с магнитом.

Монтажные портальные краны служат для монтажных и сборочных работ преимущественно на судостроительных и судоремонтных предприятиях, а также для перегрузочных работ с ответственными грузами.

Для перегрузочных кранов характерно увеличение грузоподъемности при переходе от работы с грейфером к работе крюковой подвеской примерно на 25%(что объясняется значительно более легким режимом работы при работе с подвеской). При работе грейфером грузоподъемность обычно сохраняется постоянной на всех вылетах; при работе крюковой подвеской грузоподъемность растет по мере уменьшения вылета и обычно удваивается при вылетах, равных примерно 0,6 наибольшего.

Если желательно получить большую грузоподъемность применяют полиспаст переменной кратности или редуктор с изменяемым передаточным числом. Грузоподъемность перегрузочных кранов при работе грейфером обычно не превышает 16 т., но иногда достигают 25 т и даже 40 т.

Наибольший вылет у перегрузочных кранов обычно равен 32 м и редко достигает 40 м. Высота подъема составляет, как правило, 22…28м.

Скорости механизмов перегрузочных кранов обычно имеют следующие значения: подъем 1…1,25 м/с (60…75 м/мин); изменение вылета 0,8…1,0 м/с (48…60 м/мин); передвижение 0,5…0,63 м/с (30…38 м/мин); частота вращения поворотной части 0,022…0,028 (1,35…1,7); монтажных кранов: главный подъем 0,25…0,4 м/с (15…24 м/мин); вспомогательный подъем 0,63…0,8 м/с (38…48 м/мин); изменение вылета 0,5…0,63 м/с (30…38 м/мин); передвижение 0,5…0,63 м/с; частота вращения поворотной части 0,008…0,016 (0,5…1,0).

Конструктивная схема портального крана определяется типом его стрелового и опорно-поворотного устройств.

Стреловые устройства портальных кранов обычно применяются двух типов: прямые стрелы с уравнительным полиспастом и шарнирно-сочлененные стреловые устройства.

В портальных кранах наиболее часто применяют опорно-поворотные устройства двух типов: поворотную колонну и опорно-поворотный круг шариковый или роликовый.

5. Расчет барабана Рисунок 5 — Параметры барабана.

5.1 Диаметр барабана по средней линии навиваемого на него стального каната (как показано на рисунке 5)

Dбdк*e, (5)

где dк — диаметр каната (см. п. 4,2)

е — коэффициент, зависящий от типа машины, привода механизма и режима работы, выбирается по таблице 4.3(1).

Dб18*18=324 (мм.)

Для дальнейшего расчета необходимо увеличить диаметр барабана на 50−150 мм.

Dб=374…474 мм.

Принимаем Dб=415мм.

5.2 Длина каната, навиваемого на барабан с одного полиспаста

(6)

где h— высота подъема груза, м (см. задание).

UП — кратность полиспаста;

ZЗ — число запасных витков на барабане, (принимаем 2);

Zк — число витков каната, находящихся под прижимным устройством (принимаем 4).

5.3 Полная длина барабана

lК lН lК Рисунок 6 — Длина барабана.

Длина нарезанного участка барабана с одной стороны (см. рис.6)

где lН — длина нарезанной части барабана с одного полиспаста, м;

LК— длина каната (формула 6).

t — шаг нарезки канавок на барабане, (см. таблицу 4.4(1)), м;

dк — диаметр каната, м. (см. п. 4,2).

Dб — диаметр барабана по центру навиваемого каната, м.(см. п. 6,1)

Полная длина барабана для одинарного полиспаста.

L=lH+2*lК, Где 1к — не нарезанная часть барабана, необходимая для закрепления его в станке при нарезке канавок (см. рис. 6)

lК =4tб, (9)

где tб — шаг нарезки, м.

lК =4*0,02=0,08.

L=0,7+2*0,08=0,86 м.

5.4 Толщина стенки барабана из расчета на сжатие Где — допускаемое напряжение сжатия,.

Для чугуна

=0,2*, (11)

где — прел прочности,; для чугуна СЧ28 ГОСТ 1412–70,

=640 .

=0,2*640=128.

д=

Из условия технологии изготовления литых барабанов толщина стенки должна быть не менее, м.

дmin=0,02D+(0.006…0,01), (12)

где D — диаметр барабана по дну канавки, (см. рисунок 5), м.

D= Dбdк, (13)

где dк — диаметр каната, м.

D=415−18,0=0,397 (м).

дmin=0,02*0,397+(0,006…0,01)=0,1 394…0,1 794 (м).

Учитывая, что стенка барабана в процессе эксплуатации изнашивается, принимаем с запасом прочности д =25 мм.

Так как длина барабана 1 < ЗD, нет необходимости стенку барабана проверять на совместное действие изгиба и кручения.

6. Подбор крепления концов каната на барабане Рисунок 7 — Крепление каната на барабане накладной с трапециидальной канавкой.

Выбираем накладку с двумя болтами.

Напряжение каната в месте крепления на барабане, Н

(14)

где f — коэффициент трения между канатом и барабаном; принимаем равным f= 0,25;

бугол обхвата барабана запасными витками каната (б=3р…4р), принимаем 3,5р;

е=2,74—основание логарифма.

Сила, растягивающая один болт, Н

(15)

Где f1 — приведенный коэффициент трения между канатом и накладкой с трапециидальным сечением канавки.

f1=f/sinв?, (16)

где в=40°— угол наклона боковой грани канавки;

f1=0,15/ sin40°=0,23.

Сила, изгибающая один болт, Н

Fи=f1*Fр, (17)

Fи=0,23*2154,59=495,56 (Н).

Суммарное напряжение в каждом болте, Н/мм?.

(18)

где k — коэффициент запаса надежности крепления каната, (k = 1,5);

l — расстояние от головки болта до барабана, мм; (по дну канавки, смотри рисунок 7).

d1— внутренний диаметр резьбы болта, мм.

d1?dк-2мм, (19)

где dк —диаметр каната,(dк =18,0 мм);

d1=18,0−2=16,0 (мм).

l? dк+(4…8)мм, (20)

l?18,0+(4…8)мм=22,0…26,0 мм.

Принимаем l=24,0 мм.

[ур] — допускаемое напряжение на растяжение материала болта

(шпильки), Н/мм?.

[ур]=0,5[ут], (21)

Где ут — предел текучести материала болта, Н/мм?, можно выбрать по таблице или рассчитать по классу прочности; для класса прочности 4.6;

ут=4*6*10=240 Н/мм?.

[ур]=0,5*240=120 Н/мм?.

Н/мм?.

ус=64,46 Н/ммІ<[ур]= 120 Н/мм?.

Условие прочности выполняется.

7. Определение статической мощности электродвигателя Статическая мощность электродвигателя, кВт.

(22)

Где Q — номинальная грузоподъемность, кг (см. задание)

Vn — скорость подъема груза, м/с (см. задание)

g=9.81- переводной коэффициент;

зм — КПД механизма в зависимости от типа пере дачи.

Вес крюковой подвески не учитывается.

Pc=

Выбор электродвигателя Так как в задании средний режим работы, то разрешается не использовать асинхронные двигатели с короткозамкнутым ротором общепромышленной серии 4А. Номинальная мощность выбираемого двигателя принимается равной или меньше статической расчетной мощности на 20—25%. Согласно расчетной статической мощности и в соответствии с режимом эксплуатации механизма, по таблице А. 8(1) выбираю электродвигатель 4MTH 225L, который представлен на рисунке 8. Основные параметры и размеры представлены в таблице 8,1 и таблице 8,2.

Таблица 8,1. — Основные параметры двигателя 4МТН.

Рисунок 8 — Основные габаритные и установочные размеры электродвигателей серий 4МТН с фазным ротором.

Таблица 8,2 — Основные размеры (мм) двигателя 4МТН 225L8.

Частота вращения барабана, мин?

(23)

Где Vп — скорость подъема груза, м/мин;

uпкратность полиспаста;

Dб — диаметр барабана, м. (по формуле 5)

Общее передаточное число привода механизма

(24)

Где nдв— частота вращения вала ротора электродвигателя, мин?

U=715/78.27=9.13 .

8. Выбор редуктора

8.1 Выбор типа редуктора Расчетная мощность на быстроходном валу редуктора, кВт Рр=kр*Рс, (25)

где kр— коэффициент, учитывающий условия работы редуктора, (kр=1)

Рс — наибольшая статическая мощность, передаваемая редуктором при нормально протекающем процессе работы механизма, кВт, равна Рс расчетной.

Рр=1*57,9=57,9(кВт).

Выбираем в таблице Б. 5(1) горизонтальный двухступенчатый редуктор Ц2−400, который представлен на рисунке 9. Основные параметры и размеры редуктора представлены в таблице 9,1 и таблице 9,2.

Таблица 9,1 — Техническая характеристика редуктора Ц2−400

Рисунок 9. Редуктор Ц2−400

Таблица 9.2— Основные размеры редуктора, Ц2−400, мм

Передаточное число редуктора Uф, не должно отличаться от требуемого U более, чем на.15%.

(26)

Условие выполняется.

Момент статического сопротивления на валу двигателя в период пуска при подъеме груза, Н· м

(27)

где Fmax —усилие в канате, набегающем на барабан, Н;

Z— число полиспастов

Dб— диаметр барабана, м;

Uр— передаточное число редуктора (привода);

збКПД барабана (зб на подшипниках качения можно принимать 0,96).

зпрКПД привода (зпр = 0,9).

9. Выбор муфты Номинальный момент, передаваемый муфтой, принимается равным моменту статических сопротивлений, Н· м

(28)

Выбор соединительных муфт По кинематической схеме, представленной в задании на проектирование, установлена одна муфта с тормозным шкивом, установленная между двигателем и редуктором. Расчетный момент для выбора муфты с тормозным шкивом определяется, Н· м

(29)

Гденоминальный момент муфты, Н· м

k1- коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма, (k1=1,3);

k2- коэффициент, учитывающий режим работы механизма, (k2=1.2)

Из таблицы В.3(1) выбирается муфта упругая втулочно-пальцевая с тормозным шкивом № 2, представлена на рисунке 10, основные параметры представлены в таблице 10.1.

Таблица 10.1 — Основные параметры муфты № 2

Рисунок 10. — Муфта упругая втулочно-пальцевая с тормозным шкивом.

Средний пусковой момент двигателя, Н· м Для двигателей с короткозамкнутьпм ротором можно принимать

(30)

Где Тmax — максимальный момент двигателя, Н· м;

(31)

Где Тном — номинальный момент двигателя, Н· м;

Шmax — максимальная кратность пускового момента,

(Шmax =2.0)/

(32)

Где: Р — мощность электродвигателя, кВт;

n — число оборотов электродвигателя, мин??;

.

Окончательно средний пусковой момент на валу электродвигателя, Н· м Принимаем среднее значение Тср. п=882 Н· м.

Фактическая частота вращения барабана, мин??.

(33)

Где nдв — число оборотов электродвигателя, мин??;

Uр — передаточное число редуктора;

Фактическая скорость подъема груза, м/с.

(34)

Где Dб — диаметр барабана по центру каната, м;

Uп — кратность полиспаста;

Отклонение фактической скорости подъема груза от заданной не должно превышать 15%.

0,85 — 100%

0,79 — x

X=0.79*100/0.85=92.9%

100−92.9=7.1%<15%.

Условие выполняется.

Время пуска при подъеме груза, с.

(35)

где Imax — суммарный момент ротора двигателя и муфты, кг· м?, (формула 36)

nдв — частота вращения вала электродвигателя, мин??;

Q — грузоподъемность крана, 12 500 кг (см задание);

Vф — фактическая скорость подъема груза, м/с,(формула 34)

зм — КПД механизма, (зм=0,9);

Тср.п — средний пусковой момент двигателя, Н· м,(формула 30)

Тс — момент статического сопротивления на валу двигателя, Н· м, (формула 27)

(36)

где Iр — момент инерции ротора двигателя, кг· м?;

Iм — момент инерции муфты, кг· м?;

Ускорение при пуске, м/с?.

а=Vф/tп, (37)

а=0,79/4,89=0,16 (м/с?).

Момент статического сопротивления на валу электродвигателя при торможении механизма, Н· м.

(38)

где Fmax — усилие в канате, набегающем на барабан, Н;

Z — число полиспастов;

Dб — диаметр барабана, м;

зб — КПД барабана;

зпр — КПД привода;

uр — передаточное число редуктора;

10. Выбор тормоза Расчетный тормозной момент определяется, Н· м

(39)

где кт — коэффициент запаса торможения, (таблица 5.3(1)).

Выбираем тормоз с электрогидравлическим приводом ТКГ-400 (по таблице К2 [1]), который представлен на рисунке 11.

Рисунок 11. Тормоз с электрогидравлическим приводом ТКГ-400.

При выборе типоразмера тормоза необходимо проверять следующие условия:

1) номинальный тормозной момент должен быть не меньше расчетного

(40)

2) касается только тормозов с электромагнитным приводом —ПВ, катушка электромагнита должна соответствовать режиму работы механизма.

Время торможения при опускании груза, с

(41)

Допустимым считается tТ<1,5©.

Допустимо 1,39 (с)<1,5 © Путь торможения механизма подъема груза, м Из таблицы 6.3[1] для среднего режима работы находим путь торможения механизма подъема груза .

(42)

где Vф — фактическая скорость подъема груза, м/с;

S=0,79/1,7=0,46 (м).

Максимальное время торможения, с.

Время торможения в предположении, что скорости подъема и опускания груза одинаковы.

(43)

Замедление при торможении, м/с?.

ат=Vф/tT? [aт], (44)

где Vф — фактическая скорость подъема (опускания) груза, м/с;

tт — время торможения, с;

[aт] - допускаемое ускорение (замедление) для кранов, работающих с лесоматериалами и с сыпучими материалами, [aт]=(0,6…0,9) м/с?;

ат=0,79/1,39=0,57 (м/с?)<(0,6…0,9) м/с?.

Расчет вала барабана Определяем диаметр вала барабана, мм, (по формуле 45).

(45)

где Т — крутящий момент на валу барабана, Н· м;

[ф] - допускаемое напряжение на кручение, []=20…30 H/мм;

Крутящий момент на валу барабана, Н· м, (по формуле 46).

(46)

где Тм — расчетный момент при выборе муфты, Н· м (см формулу 29);

uр — передаточное число редуктора;

зр — КПД редуктора;

зр = 0,98?*0,99?*0,98=0,91.

Т=1183,8*9,8*0,91=10557(Н· м).

По стандартному ряду принимаем диаметр вала равный 125 мм (ГОСТ6636−69).

11. Выбор подшипников и проверка их на долговечность В данном случае подшипники выбирают по диаметру вала, условиям эксплуатации и монтажа.

Диаметр вала под подшипники

dп=dв+(5…10 мм), (47)

где dв — диаметр вала, мм;

dп=125+(5…10)=130…135 (мм).

Принимаю подшипники роликовые радиальные сферические двухрядные легкой широкой серии с диаметром внутреннего кольца dп = 130 мм ГОСТ 5720–75 из таблицы И. 2. 1]. Основные размеры и параметры подшипника типа3 003 000 № 3526 представлены на рисунке 12 и в таблице 12.1.

Рисунок 12. Роликоподшипник радиальный сферический двухрядный.

Таблица 12.1 — Основные размеры, мм, и параметры подшипника типа 3 003 000 № 3526.

Определение реакций в опорах подшипников По расчетной схеме (рисунок 13) определяем реакции в опорах подшипников.

Рисунок 13 — Расчетная схема вала.

Составляем уравнение моментов относительно точки А.

Ма= -Fmax*L1+Rв (L1+L2)=0 (48)

Где L1 иL2 — расстояние от середины опор до центра вала барабана (мм).

L1=L2 = В/2+С+Lk+Lн/2, (49)

где В — ширина подшипника (таблица 12.1);

С — конструктивный зазор между барабаном и корпусом подшипника (С=30мм);

Rв=Rа = Fmax*L1 / L1+L2, (50)

Rв=Rа = 30 965,9*490,5 / 490,5*2 =15 482,95 (Н).

Проверка подшипников на долговечность Находим эквивалентную нагрузку

(51)

где X — коэффициент радиальной нагрузки, (Х = 1);

Rр = Rв=Rа — радиальная нагрузка, равная опорной реакции, Н;

V — коэффициент вращения; при вращении внутреннего кольца V = 1;

Кб — — коэффициент безопасности, принимаем из условий работы механизма Кб=1.5;

КТ — температурный коэффициент, КТ = 1.

Rэ=1*15 482,95*1*1,5*1=23 224,425 (Н).

Расчетная долговечность подшипника, в часах

(52)

где С — табличное значение динамической грузоподъемности, Н;

Rэ — эквивалентная нагрузка, Н;

б — показатель степени для шариковых подшипников б = 3,0

n — частота вращения барабана, мин? (см. формулу 33).

Долговечность подшипника обеспечена.

Выбор и проверка шпонок Шпонки подбирают по диаметру вала и длине ступицы барабана. Шпонку выбираем из таблицы 4.6[1]. Выбираю призматическую шпонку 32*18*250 СТ СЭВ 189−75. Основные размеры шпонки представлены на рисунке 14 и в таблице 13.1.

Рисунок 14 — Шпоночное соединение.

Таблица 13.1— Основные размеры призматической шпонки (см. рисунок 14).

Проверка выбранной шпонки проводится на смятие боковых поверхностей.

(53)

где Т — крутящий момент, передаваемый валом барабана, Н*мм;

dв — диаметр вала, мм;

h — высота шпонки, мм;

t1— глубина паза в валу, мм;

lр — рабочая длина шпонки, мм;

[усм]— допускаемые напряжения на смятие, Н/мм?;

lр?2dв, (54)

lр=2*125=250 (мм).

усм=96,52 Н/мм? < [усм]=100 Н/мм?

Условие прочности на смятие выполняется, что подтверждает правильность выбранной шпонки.

Заключение

грузоподъемный кран механизм Как показали проектные и проверочные расчеты, выбранные канат, крюковая подвеска, электродвигатель, редуктор, соединительные муфты и тормоз, отвечают правилам и нормам Госгортехнадзора и обеспечивают выполнению основных положений технического задания, максимальные отклонения от нормали не превышают допустимых, что в пределах допустимого.

Конструкция барабана, вала и подшипниковых опор барабана спроектирована с учетом специфики эксплуатации механизма и требований предъявляемых к прочности, надежности и долговечности данных изделий Следовательно, можно сделать вывод: спроектированный механизм подъема груза отвечает необходимым критериям работоспособности и обеспечивает выполнение требований технического задания. Сборочный чертеж привода со спецификацией представлен на чертеже формата А1(миллиметровка).

Список использованных источников

1. А. Н. Кучеренко «Подъемно-транспортные устройства. Проектирование механизмов подъёма груза».

2. А. В. Кузьмин, Ф. Л. Марон «Справочник по расчетам механизмов подъёмно-транспортных машин».