Проектирование подвесного крана

кран металлоконструкция таль узел Грузоподъемные и транспортирующие машины являются неотъемлемой частью современного производства, так как с их помощью осуществляется механизация основных технологических процессов и вспомогательных работ. В поточных и автоматизированных линиях роль подъемно-транспортных машин качественно возросла, и они стали органической часть технологического оборудования, а влияние их на технико-экономические показатели предприятия стало весьма существенным.

Увеличение производительности и улучшение технико-экономических показателей подъемно-транспортных машин, повышение их прочности, надежности и долговечности неразрывно связано с применением новейших методов расчета и конструирования.

Инженер должен обладать знаниями, необходимыми для выполнения основных расчетов подъемно-транспортных машин, и уметь обоснованно подобрать их в комплекс оборудования. При выполнении курсового проекта реальной машины студентам приходиться анализировать условия работы, составлять кинематические схемы механизмов, правильно компоновать узлы и машины, определять производительность машин, мощность приводов и т. д.

1. Расчёт механизма подъёма крана

Исходные данные

Грузоподъёмность Q=6.3 т Пролёт L=19.5 м Высота подъёма груза Н=8 м Скорость подъёма груза V_гр=28 м/мин Скорость передвижения крана V_кр=38 м/мин Скорость передвижения тали V_T=18 м/мин Группа режима работы крана A6

Выбор конструкции полиспаста, кинематическая схема полиспаста, КПД полиспаста

По таблице 10 выбираем простой полиспаст (а=1), кратностью i=2.

Рисунок 1 — Схема полиспаста

КПД полиспаста определим по формуле:

где _бл=0,97…0,98 — КПД блоков

n=1 — количество подвижных и неподвижных блоков

Максимальное натяжение в канате, набегающем на барабан, при подъёме груза определяется по формуле

_п — КПД полиспаста

z=i^.a=2^.1=2 количество ветвей, на которых висит груз

кН

Канат выбираем по разрывному усилию:

кН,

где z_p=7,1 — минимальный коэффициент использования каната для режима работы А6

По полученному разрывному усилию выбираем канат стальной двойной свивки, типа ЛК-Р, конструкции 6×19 (1+6+6/6)+1 о.с. ГОСТ 7665–69, диаметром d_к=19,5 мм при расчётном пределе прочности проволок =2000 МПа, площадью сечения всех проволок F_к=143,61 мм² и с разрывным усилием S_р=230 кН.

По номинальной грузоподъёмности и режиму работы выбираем крюк однорогий, тип, А № 15 ГОСТ 6627–74.

Расчёт диаметров барабана и блоков, определение длины барабана

Диаметр блоков по средней линии навитого каната определяем по формуле:

где h₂=25 — коэффициент выбора диаметра для блока для режима работы А6

мм Из стандартного ряда выбираем диаметр блока мм Диаметр барабана по средней линии навитого каната определяем по формуле:

где h₁=22,4 — коэффициент выбора диаметра для барабана для режима работы A6

мм Учитывая габариты двигателя принимаем диаметр барабанамм.

Определяем шаг нарезки на барабане мм Длина барабана определяется по формуле:

мм где

мм — длина участка барабана для закрепления каната

— длина нарезанной части барабана на одной половине где — число витков нарезки

— длина не нарезанного участка по обе стороны барабана С учетом габаритов двигателя принимаем длину барабана мм

Определение мощности на подъём груза номинальной массы при установившемся движении механизма, выбор двигателя

Определяем статическую мощность на подъем груза номинальной массы по формуле:

кВт Подбираем электродвигатель серии АОС2−81−6 при ПВ 25%, номинальная мощность N_ном =33 кВт, частота вращения ротора n₁=1000 мин^-1, момент инерции ротора I_р=1.2 кг· м^2,

Проверка двигателя на нагрев по среднеквадратичному моменту Среднеквадратичный момент определяется по формуле:

— средний пусковой момент

— время установившегося движения

— суммарное время пуска в течение одного цикла

— сумма квадратов статических моментов при подъеме и опускании груза

— продолжительность цикла Определим моменты, развиваемые двигателем в различные периоды его работы при транспортировании различных по весу грузов. Вес грузов принимается в соответствии с графиком использования механизма подъема по грузоподъемности Q, 0.75Q, 0.2Q

Статический момент при подъеме определяется по формуле:

Н· м

— КПД механизма, принимаемый по экспериментальному графику рис. 101

Н — натяжение каната на барабане при подъеме груза заданного веса Статический момент при опускании груза:

Н· м

Н — натяжение каната на барабане при опускании груза заданного веса Определяем время установившегося движения:

c

Время пуска двигателя при подъеме (знак «+») и опускании (знак «-») груза равно:

При подъеме:

с При опускании:

с Результаты расчетов для грузов массами Q, 0.75Q и 0.2Q заносим в таблицу:

Используя данные таблицы получаем:

Н· м

=c

Н· м

Среднеквадратичная мощность двигателя:

кВт Так как =25кВт<=33кВт, то выбранный двигатель удовлетворяет условию нагрева

Выбор параметров зубчатого зацепления

Определяем частоту вращения барабана:

Следовательно, потребное передаточное отношение механизма:

Определяем момент на тихоходном валу редуктора:

Определяем фактическую скорость груза:

м/мин

Разница скорости составляет:

что в пределах нормы.

Расчет закрытых зубчатых передач

Расчет производится на выносливость по контактным напряжениям и на прочность зубьев при изгибе:

Данные для расчета:

Принимаем модуль зубчатого зацепления m=5

Передаточное число первой ступени: U₁=z₁ /z₂ =120/24=5

Передаточное число второй ступени: U₂=z₁ /z₂ =119/25=4.8

Делительный диаметр: мм

мм Межосевое расстояние: мм Ширина колеса: мм Ширина шестерни: мм Выбираем Ст. 20: HB =180

МПа

МПа

МПа

Проверка расчетных контактных напряжений

Окружная сила в зацеплении:

Н Окружная скорость:

м/с Степень точности: 9

Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

к_HV =1.06

Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца: к_Hв =1.05

Удельная расчетная окружная сила:

H/м Расчетные контактные напряжения:

где:

z_н =1,77 (коэф., учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев)

z_Е =275 МПа (коэф., учитывающий механические свойства материалов колес)

z_е =1.05 (коэф., суммарной длины контактных линий) Запас прочности по контактным напряжениям:

Условие прочности соблюдается.

Проверка расчетных напряжений изгиба

Удельная расчетная окружная сила при изгибе:

H/мм где:

Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

К_FV =1.11

Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца: к_Fв =1

Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев: к_Fб =1

Коэффициент внешней динамической нагрузки: к_А=1,25

Расчетные напряжения изгиба:

где:

Y_FS=4.2 (коэффициент, учитывающий форму зуба)

Y_в=1 (коэффициент, учитывающий наклон зуба)

Y_е=1 (коэффициент перекрытия зубьев) Запас прочности по напряжениям изгиба:

Условие прочности выполняется

Расчёт тормозного момента. Выбор тормоза, проверочный расчёт тормоза

Статический момент на тормозном валу:

где ,

где — КПД полиспаста

— КПД редуктора

= КПД зубчатой муфты

Н^.м

Тормозной момент

Н^.м, где k_m=1,5 — коэффициент запаса торможения По приложению LI выбираем тормоз ТКТ-200/100, развивающий тормозной момент 400 Н· м. При этом масса тормоза (m) 25 кг, диаметр тормозного шкива (D_шк) 200 мм, угол обхвата шкива =70^о.

Тормоз регулируется на необходимый тормозной момент.

Проверочный расчёт на удельное давление:

Н

Н где — коэффициент трения

где B=90 мм — ширина тормозного шкива

[q] - допускаемое удельное давление Удельное давление в допускаемых пределах.

Проверочный расчёт на нагрев:

где [qv] - допускаемая удельная мощность трения

v — окружная скорость вращения шкива

q — удельное давление Выбранный тормоз отвечает условию нагрева.

Расчет грузоупорного тормаза

Определим угол трехзаходной резьбы тормозного вала:

где: б =3 — число заходов резьбы

t=12-шаг резьбы б=17,32?

Осевая сила, возникающая при торможении и зажимающая фрикционные кольца тормоза:

Н где: с=2…3ъ — угол трения в резьбовой паре при работе в масляной ванне

f=0,12 — коэффициент трения вальцованной ленты по стали в масле

R_c=0.145-средний радиус поверхности трения Тормозной момент грузоупорного тормоза:

Нм где: n=2-число пар трущихся поверхностей Тормозной момент должен удовлетворять следующему условию:

Нм Условие выполнено.

Грузоупорный тормоз в электротали используется в качестве второго тормоза механизма подъема, поэтому коэффициент запаса торможения принимается равным 1.25

Надежность удерживания груза в подвешенном состоянии обеспечивается при соблюдении зависимости:

Движущийся вниз груз остановится при условии:

Проверка резьбы на смятие:

МПа где: d_Н-диаметр наружный винтовой резьбы

d_В-диаметр внутренний винтовой резьбы

z-число витков резьбы, воспринимающих нагрузку

Определение толщины стенки барабана

Барабан отлит из чугуна марки СЧ24 с пределом прочности на сжатие [_сж]=115 Мпа (таблица 5.2, [4]).

Предварительно толщину стенки барабана определяем из расчёта на сжатие:

мм

Из условия технологии изготовления литых барабанов толщина стенки их должна быть не менее 12 мм и может быть определена по формуле:

мм Принимаем толщину стенки =20 мм.

Расчёт крепления каната к барабану

Рисунок 2 — Крепление каната к барабану Определим выдергивающее усилие:

где: — угол обхвата канатом барабана, принимаем =4

f — коэффициент трения между канатом и барабаном (f=0.10…0.16)

Необходимое усилие нажатия планки на канат в месте крепления к барабану:

k=0.85 — коэффициент запаса надежности крепления каната

c=0.35 — коэффициент сопротивления выскальзыванию каната из-под планки с полукруглыми канавками.

Необходимое число планок крепления:

где [у] - допускаемое напряжение сжатия болта.

d₁=18.75 — внутренний диаметр болта М22, изготовленного из Ст3

Принимаем две прижимные планки.

Суммарное напряжение в болте при затяжке крепления с учётом растягивающих и изгибающих усилий:

где n=1.5 — коэффициент запаса надёжности крепления каната к барабану

z=2 — число планок

l=30 мм — расстояние от дна канавки на барабане до верхней плоскости прижимной планки

Мпа Допускаемое напряжение для болта:

Мпа

Мпа — предел текучести для стали Ст3

Так как, болты отвечают условию прочности

Расчет валов тали

Произведём расчёт быстроходного вала редуктора.

Определим минимальный диаметр вала:

;

где Нм;

=30 МПа — допустимые касательное напряжение.

мм Принимаем диаметр вала под подшипники мм Рассчитаем промежуточный вал:

Минимальный диаметр вала исходя из условия прочности равен:

;

где Нм мм Диаметр вала под подшипник принимаем мм.

Рассчитаем тихоходный вал.

Внутренний диаметр полого тихоходного вала принимаем мм, внешний мм. Проверяем вал на прочность:

;

где Нм;

— допустимые касательные напряжения.

Условие прочности выполняется.

Выбор подшипников электротали

Выбор подшипников осуществляем по посадочному диаметру на валу и динамической нагрузке.

Быстроходный вал.

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники быстроходного вала. Схема нагружения вала представлена на рисунке 1.14.1.

Рисунок 1.14.1.

Определяем силу в месте посадки ротора электродвигателя:

Н;

Определяем усилия в зацеплении:

Н;

Н;

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости. Составим сумму моментов относительно опоры А.

Н;

Составим сумму моментов относительно опоры В.

Н;

Запишем сумму моментов относительно опоры, А в вертикальной плоскости:

Н;

Составим сумму моментов относительно опоры В.

Н;

Определяем суммарные реакции в опорах, А и В:

Н;

Н;

Выбор подшипников производим по наибольшей нагрузке Н, частота вращения вала об/мин.

Требуемая долговечность: ч.

Принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник № 308, у которого: d = 40 мм; B = 18 мм; D = 90 мм; C = 22,5 кН.

Определяем приведенную нагрузку подшипника.

;

гдекоэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки;

— коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла;

Н;

Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность.

;

где m = 3 — для шарикоподшипников;

n = 920 об/мин — частота вращения тихоходного вала.

Н кН;

У принятого подшипника кН > кН. Следовательно, подшипник подобран правильно.

Промежуточный вал.

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники быстроходного вала. Схема нагружения вала представлена на рисунке 1.14.2.

Рисунок 1.14.2.

Определяем усилия в зацеплении:

Н; Н;

Н; Н;

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости. Определим реакции опор в горизонтальной плоскости. Составим сумму моментов относительно опоры А.

Н;

Составим сумму моментов относительно опоры В.

Н;

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.

Запишем сумму моментов относительно опоры А:

Н;

Составим сумму моментов относительно опоры В.

Н;

Определяем суммарные реакции в опорах, А и В:

Н;

Н;

Выбор подшипников производим по наибольшей нагрузке Н, частота вращения вала об/мин.

Требуемая долговечность: ч.

Предварительно принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник № 315, у которого: d = 75 мм; B = 37 мм; D = 160 мм; C = 28,1 кН.

Определяем приведенную нагрузку подшипника.

;

гдекоэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки;

— коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла;

Н;

Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность.

;

где m = 3 — для шарикоподшипников;

n = 250 об/мин — частота вращения тихоходного вала.

Н У принятого подшипника кН > кН. Следовательно, подшипник подобран правильно.

Тихоходный вал.

Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники. Схема нагружения вала представлена на рисунке 1.14.3.

Определяем силу сгибающую барабан:

Н;

Определяем усилия в зацеплении:

Н;

Н;

Рисунок 1.14.3.

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости. Определим реакции опор в горизонтальной плоскости. Составим сумму моментов относительно опоры А.

;

Н;

Составим сумму моментов относительно опоры В.

;

Н;

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.

Запишем сумму моментов относительно опоры А:

;

Н;

Составим сумму моментов относительно опоры В.

;Н;

Определяем суммарные реакции в опорах, А и В:

Н;

0Н;

Выбор подшипников производим по наибольшей нагрузке Н, частота вращения вала об/мин.

Требуемая долговечность: ч.

Предварительно принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник № 228, у которого: d = 140 мм; B = 50 мм; D = 260 мм; C = 194 кН.

Определяем приведенную нагрузку подшипника.

;

гдекоэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки;

— коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла;

Н;

Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность.

;

где m = 3 — для шарикоподшипников;

n = 41.6 об/мин — частота вращения тихоходного вала.

Н кН;

У принятого подшипника кН > кН. Следовательно, подшипник подобран правильно.

Расчёт крюковой подвески

Упорный подшипник

Расчётная нагрузка на подшипник должна быть равна или меньше статической грузоподъёмности:

Н где — коэффициент безопасности (прил. Х, [1])

Для крюка № 15 диаметром шейки d₁=55 мм выбираем упорный однорядный подшипник средней серии 8312 (ГОСТ 6874−75) со статической грузоподъёмностью С₀=217 000 Н, внутренний диаметр d=60 мм, наружный D=110 мм H=35 (прил. IX, [1]).

Расчёт подшипников блоков

Выбор подшипников производим по нагрузке

Н, частота вращения вала:

D_бл — диаметр блока по центру наматывания каната.

об/мин.

Требуемая долговечность: ч.

Предварительно принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник № 412, у которого: d = 60 мм; B = 35 мм; D = 120 мм; C = 92,6 кН.

Определяем приведенную нагрузку подшипника.

;

гдекоэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки;

— коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла;

Н;

Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность.

;

где m = 3 — для шарикоподшипников;

Н кН;

У принятого подшипника кН > кН. Следовательно, подшипник подобран правильно.

Расчёт траверсы крюка

Траверса изготовлена из Стали 45, имеющей предел прочности _в=600 Мпа, предел текучести _т=600 Мпа, предел выносливости _-1=240 Мпа.

Траверсу рассчитывают на изгиб при допущении, что действующие на неё силы сосредоточенные; кроме того, считают что перерезывающие силы незначительно влияют на изгибающий момент. Расстояние между осями щек b=136 мм.

Максимальный изгибающий момент (сечение, А — А):

кН^.м где Q_p — расчётная нагрузка на траверсу (как и на упорный подшипник) Момент сопротивления среднего сечения траверсы:

см³

где [] - допускаемое напряжение материала на изгиб Высота траверсы:

где d₂ =d₁+(2…5)=60+5=65 мм

b₁ — ширина траверсы; назначается с учётом наружного диаметра D₁ посадочного гнезда для упорного подшипника

b₁=D₁+(10…20)=110+20=130 мм

см Изгибающий момент в сечении Б — Б:

кН^.м Минимальный диаметр цапфы под подшипник:

мм

Принимаем d=60 мм.

D=110

2. Расчёт механизма передвижения тали

Кинематическая схема

Сопротивление передвижению тали

При расчётах подвесных кранов, работающих в закрытых помещениях, сопротивление передвижению тележки вычисляют по формуле:

где d=50 мм — диаметр цапфы ходового колеса

f=0.015 — коэффициент трения в подшипниках колёс

=0.6 мм — коэффициент трения качения колеса по рельсу с выпуклой головкой

k_p=2.5 — коэффициент, учитывающий сопротивление от трения реборд о рельсы и от трения токосъёмников о троллеи (табл. 28, [1]).

=0.003 — расчётный уклон пути

кН Сопротивление, создаваемое уклоном:

кН Сопротивление, создаваемое силами инерции:

кН где:

д — коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся частей механизма а=0.2 — ускорение при разгоне Сопротивление, создаваемое раскачиванием груза на гибкой подвеске:

кН Полное сопротивление передвижению тали:

кН

Расчёт мощности двигателя

Предварительное значение КПД механизма принимаем равным _пр=0.85

Определяем необходимую мощность:

кВт Выбираем двигатель типа МТF 011−6 (прил. ХХХIV, [1]), имеющий параметры: N=2 кВт; ПВ=25%; n=800 мин^-1; J=0.216 кг^.м²; d=40 мм; m=51 кг, Т _max=4 Н^.м.

Частота вращения колеса:

мин^-1

Требуемое передаточное отношение:

Фактическое передаточное число редуктора:

Фактическая скорость передвижения тали:

м/мин

Расчет закрытой зубчатой передачи

Расчет производится на выносливость по контактным напряжениям и на прочность зубьев при изгибе:

Данные для расчета:

Принимаем модуль зубчатого зацепления m=2

Передаточное число первой ступени: U₁=z₁ /z₂ =64/16=4

Передаточное число второй ступени: U₂=z₁ /z₂ =77/14=5,5

Делительный диаметр: мм

мм Ширина колеса: мм Ширина шестерни: мм Выбираем Ст. 20: HB =150

МПа

МПа

МПа

Проверка расчетных контактных напряжений

Окружная сила в зацеплении:

Н Окружная скорость:

м/с Степень точности: 9

Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

к_HV =1.06

Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца: к_Hв =1.05

Удельная расчетная окружная сила:

H/м

Расчетные контактные напряжения:

где:

z_н =1,77 (коэф., учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев)

z_Е =275 МПа (коэф., учитывающий механические свойства материалов колес)

z_е =1 (коэф., суммарной длины контактных линий) Запас прочности по контактным напряжениям:

Условие прочности соблюдается.

Проверка расчетных напряжений изгиба

Удельная расчетная окружная сила при изгибе:

H/мм где:

Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

К_FV =1.11

Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца: к_Fв =1

Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев: к_Fб =1

Коэффициент внешней динамической нагрузки: к_А=1,25

Расчетные напряжения изгиба:

где:

Y_FS=4.2 (коэффициент, учитывающий форму зуба)

Y_в=1 (коэффициент, учитывающий наклон зуба)

Y_е=1 (коэффициент перекрытия зубьев) Запас прочности по напряжениям изгиба:

Условие прочности выполняется

Расчёт тормозного момента и выбор тормоза

Сопротивление, передвижению тали без груза от уклона:

кН Сопротивление, создаваемое трением:

кН Сопротивление, создаваемое инерцией:

кН

Момент, создаваемый уклоном:

Нм Момент, создаваемый силами трения:

Нм Момент, создаваемый силами инерции:

Нм Расчетный тормозной момент механизма передвижения тали при работе без груза:

Нм Согласно [1], тормоза в механизмах передвижения нужно устанавливать в случаях если:

— машина работает на открытом воздухе;

— машина предназначенная для работы в помещениях, перемещается по пути, уложенному на полу;

— машина (тележка), предназначенная для работы в помещениях на надземном рельсовом пути, перемещается со скоростью более 32 м/мин Тормоз на механизм передвижения электротали можно не устанавливать. (скорость передвижения электротали V_T=18 м/мин)

Проверка электродвигателя на время разгона

Номинальный момент двигателя:

Нм Среднепусковой момент двигателя:

Нм Момент статических сопротивлений при разгоне, приведенный к валу двигателя:

Нм Момент инерции при разгоне поступательно движущихся частей механизма, приведенный к валу двигателя:

кг м²

Момент инерции при разгоне всех движущихся частей механизма, приведенный к валу двигателя:

кг м²

Время разгона для механизма передвижения тали:

с

Время разгона для тали не должно превышать 4 с. Полученное время t_р.ф. удовлетворяет этому условию. Следовательно, выбранный двигатель обеспечит необходимую интенсивность работы.

Проверим среднее ускорение при разгоне:

м/c²

Это значение не превышает среднего допускаемого [а]=0,3 м/с² [1]

Проверка запаса сцепления колес с опорной поверхностью при разгоне

Минимальное значение коэффициента сопротивления передвижению при К_доп=1

Статическое сопротивление движению при разгоне:

Н Сила инерции масс тали:

Н Запас сцепления ходовых колес с опорной поверхностью при разгоне на подъем:

К_сц=

Для обеспечения запаса сцепления сделаем два приводных колеса.

К_сц=1,2*2=2,4>[К_сц]=1,2

где:

м₀-коэффициент сцепления приводного колеса с опорной поверхностью

[к_сц] - допускаемый коэффициент запаса сцепления при работе без ветровой нагрузки. Запас сцепления колес с опорной поверхностью обеспечен.

3. Расчёт механизма передвижения крана

Рисунок 3.1 — Кинематическая схема механизма передвижения крана

Определение статических нагрузок на ходовые колеса крана

Ориентировочная масса крана: m_кр=4 т Вес крана: кН

Вес моста крана: кН

Определяем максимальную нагрузку на все колеса одной стороны

кН Минимальная нагрузка на колеса одной стороны:

кН Принимаем число ходовых колес крана Z_х.к.=4

Минимальная нагрузка на одно колесо:

кН где: n_х.к.1-число ходовых колес с одной стороны Максимальная нагрузка на одно колесо:

кН Выбираем колесо D=500 мм; количество реборд колеса z_p=1; форма поверхности катания — коническая.

Сопротивление передвижению крана

Сопротивление создаваемое силами трения:

кН

Сопротивление создаваемое уклоном:

кН Ускорение при разгоне:

м/с²

Сопротивление создаваемое силами инерции:

кН

кН Полное сопротивление передвижению крана:

кН

Выбор электродвигателя

Задаемся предварительным значением КПД механизма передвижения крана

Необходимая мощность электродвигателя:

кВт По предварительно принимаем электродвигатель МТН-412−8, развивающий при ПВ=40% мощность 22 кВт при частоте вращения n₁=710 мин^-1; максимальный момент 580 Н· м, момент инерции ротора 2,15 кг· м², масса электродвигателя 280 кг.

Выбор параметров зубчатого зацепления

Определяем частоту ходовых колес по формуле:

Требуемое передаточное число механизма:

Угловая скорость вращения вала электродвигателя:

рад/с Фактическое передаточное число редуктора:

Фактическая скорость передвижения крана:

Отклонение от заданной скорости 38 м/мин составляет 2%.

Выбор тормоза

Сопротивление, передвижению тали без груза от уклона:

кН

Сопротивление, создаваемое трением:

кН Сопротивление, создаваемое инерцией:

кН Момент, создаваемый уклоном:

Нм Момент, создаваемый силами трения:

Нм Момент, создаваемый силами инерции:

Нм Расчетный тормозной момент механизма передвижения крана при работе без груза:

Нм

Исходя из того, что значение требуемого тормозного момента мало и, учитывая рекомендации, тормоз на механизм передвижения крана можно не устанавливать.

Проверка электродвигателя на время разгона

Среднепусковой момент двигателя:

Нм Момент статических сопротивлений при разгоне, приведенный к валу двигателя:

Нм Момент инерции при разгоне поступательно движущихся частей механизма, приведенный к валу двигателя:

кг м²

Время разгона для механизма передвижения крана:

с Время разгона для тали не должно превышать 4 с. Полученное время t_р.ф. удовлетворяет этому условию. Следовательно, выбранный двигатель обеспечит необходимую интенсивность работы.

Проверим среднее ускорение при разгоне:

м/c²

Это значение не превышает среднего допускаемого [а]=0,8 м/с² [1]

Проверка запаса сцепления колес с опорной поверхностью при разгоне

Минимальное значение коэффициента сопротивления передвижению при К_доп=1

Статическое сопротивление движению при разгоне:

Н Сила инерции масс крана:

Н Запас сцепления ходовых колес с опорной поверхностью при разгоне на подъем:

К_сц=, 4

где:

м₀-коэффициент сцепления приводного колеса с опорной поверхностью

[к_сц] - допускаемый коэффициент запаса сцепления при работе без ветровой нагрузки К_сц=2,4>[К_сц]=1,2

Запас сцепления колес с опорной поверхностью обеспечен.

4. Расчёт металлоконструкции крана

Приведем расчет главной балки моста, по которой передвигается таль. Балка выполнена из прокатного двутаврового профиля и по концам упирается на концевые сварные балки.

Полку двутавра проверим на местный изгиб от действия сосредоточенной нагрузки, передаваемой ходовыми колесами электротали. Выбранная двутавровая балка имеет следующие размеры в поперечном сечении.

Рисунок 4.1 — Схема к расчету полки двутавра на местный изгиб

, ,, ,, .

В нашем случае при ширине колеса и толщине реборды у основания величина

.

Расчетная вертикальная нагрузка на одно колесо тележки:

.

Напряжение от изгиба в корневом сечении полки в плоскости xz:

где — коэффициент, зависящий от соотношения c/a (рисунок 74 [1]).

Напряжение от изгиба в корневом сечении полки в плоскости yz:

где — коэффициент, зависящий от соотношения c/a (рисунок 74 [1]).

Для значений и знак плюс относится к точке, А корневого сечения, а знак минус — к точке А' того же сечения.

Напряжение от изгиба по свободному краю полки:

где — коэффициент, зависящий от соотношения c/a (рисунок 74 [1]).

Для значения знак плюс относится к точке Б' на нижней границе сечения, а знак минус — к точке Б, расположенной на верхней границе сечения полки.

Приведенное напряжение в корневом сечении полки от местного изгиба:

.

Напряжение не превышает допустимой величины.

5. Смазка узлов и деталей крана

В зависимости от требований, предъявляемых к смазочным материалам, узлы детали крановых механизмов делятся на следующие основные группы: редукторы и зубчатые муфты, открытые передачи, подшипники качения и скольжения, реборды ходовых колес, рельсы и направляющие, канаты.

Для редуктора применимы трансмиссионные масла. Существенные особенности трансмиссионных масел по ГОСТ 23 652–79 — их всесезонность, длительные сроки службы и высокая нагрузочная способность.

Для подшипников качения предпочтительны всесезонные смазки из числа обладающих хорошим антикоррозионным действием и длительным сроком службы.

Реборды ходовых колес смазывают с помощью графитных стержней (ТУ 32ЦТ 558−74).

Пресс солидол С. ГОСТ 4366–76 — смазка для подшипников, открытых передач, направляющих.

Для смазки каната применяется смазка канатная по ТУ 38−1-1−67.

Графитная смазка ГОСТ 333–80 применяется для смазки реборд ходовых колёс и канатов.

Смазочные материалы не должны содержать посторонних примесей.

Заключение

кран металлоконструкция таль узел Основной целью данного курсового проекта было обучение основам конструирования сложной машины, закрепление, углубление и обобщение знаний, приобретенных при изучении теории дисциплины «Грузоподъемные машины»

В данном курсовом проекте был разработан кран подвесной грузоподъемностью 6,3 т. Произведены расчеты механизмов крана, подобраны двигатели, редуктора, тормоза механизма подъема, передвижения крана, а так же даны рекомендации по технике безопасности при работе с краном и условия смазки узлов. Проверочные расчёты показали, что спроектированный кран отвечает всем требованиям стандартов и способен выполнять необходимые технологические операции.

1 Иванченко Ф. А. и др., Расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин.-2 изд. перераб. и доп. — Киев.: Вища школа, 1978. — 574 с.

2 Справочник по кранам. Т. 2. Под ред. А. И. Дукельского. — Л.: Машиностроение, 1973. — 472 с.

3 Курсовое проектирование грузоподъёмных машин. Руденко Н. Ф., Александров М. П. и Лысяков А. Г. Изд. 3-е, перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1971, 464 с.

4 Курсовое проектирование грузоподъёмных машин: Учеб. Пособие для студентов машиностр. вузов; Под ред. С. А. Казака. — М.: Высш. Шк., 1989. — 319 с.

5 Марон Ф. Л., Кузьмин А. В. Справочник по расчетам механизмов подъемно-транспортных машин. Минск, «Вышэйш. школа», 1977. 272 с. с ил.