Проектирование портального крана «Альбатрос»

Курсовое проектирование грузоподъёмных машин, эксплуатируемых в речных портах, является заключительным этапом в работе студентов специальности «Организация перевозок и управление» по изучению дисциплины «Транспортное перегрузочное оборудование».

Целью курсового проекта является закрепление и углубление знаний, полученных в процессе изучения подъемно-транспортного оборудования и приобретения навыков практического использования полученных знаний в решении конкретных расчетно-конструкторских задач.

При проектировании используются новейшие достижения в области подъемно-транспортного оборудования и эксплуатации портовых перегрузочных машин и механизмов. Курсовое проектирование предусматривает использование рациональных конструктивных решений, а также поиск путей совершенствования методов расчета и разработки, оригинальных конструнтивно-технологических предложений.

В заключении проводится технико-эксплуатационная оценка проектируемого крана.

Исходные данные

Тип крана — «Альбатрос»;

Грузоподъёмность крана — 13 т;

Род груза — уголь;

Вариант работысклад-вагон;

Скорость подъёма — 60 м/мин;

Скорость передвижения — 34 м/мин;

Скорость изменения вылета стрелы — 38 м/мин;

Частота вращения — 1,2 об/мин;

Высота подъёма — 24 м;

Глубина опускания — 17 м;

Расстояние перемещения — 4 м;

Угол поворота — 90 градусов;

Время работы в году — 140 суток;

Время работы в сутках — 13 часов.

Определение технической производительности перегрузочной машины и режимов работы её механизмов

Для чертежа технологической схемы выбираем вагон: (приложение 8) [3]

Тип вагона: полувагон 4-осный Грузоподъёмность: 69 т Длина вагона: 12,7 м Ширина вагона: 2,88 м Высота стенки: 2,06 м По технологической схеме (рисунок 1.) получаю:

R₁= 19,8 м

R₂= 8 м ДR=R₂ — R₁=19,8−8=11,8 м

H_под= 7,3 м Н_оп= 11,7 м Глубина опускания — это расстояние от уровня кранового пути до грузозахватного органа, находящегося в нижнем допустимом положении.

Высота подъёма — это расстояние от уровня кранового пути до грузозахватного органа, находящегося в верхнем рабочем положении.

Рассчитаю время цикла перегрузочной машины без совмещения времени работы отдельных механизмов:

Т_ц^н= Уt_мi +Уt_оj

Т_ц^н= t_уст+t_зах+2t_под+2t_оп+2t_пов+2t_изм.в+2t_пер+t_уст +t _отстр ,

tуст = 7 с (приложение 11) [3]

tзах = 9 с (приложение 11) [3]

tуст = 8 с (приложение 11) [3]

tвыс = 9 с (приложение 11) [3]

Время подъёма: 2t_под=2 (+t_р.т)=2()=19,6 с

tр.т. =1+1,5=2,5 с (приложение III) [1]

Время изменения выстрела стрелы:2tи.в.с.=2(+t_{р, т})=2()=44,9 с

tр.т. =2+2=4 с (приложение III) [1]

R1=19,8 м

R2=8 м

?R=R2-R1=19,8−8=11,8 м (по технологической схеме) Время поворота: 2tпов=2(+t_{р, т})=2()=49 с

tр.т. =4+8=12 с (приложение III) [1]

Время передвижения: 2tпер=2(+t_{р, т})=2()=22,1 с

tр.т. =2+2=4 с (приложение III) [1]

Время опускания: 2tоп=2(+t_{р, т})=2()=28,4 с

tр.т. =1+1,5=2,5 с (приложение III) [1]

Несовмещённый цикл подразумевает под собой выполнение всех операций последовательно, одна за другой:

Т_ц^н= 7+9+19,6+28,4+49+44,9+22,1+8+9=197 с Совмещённый цикл крана подразумевает под собой выполнение одновременно нескольких операции, связанных с работой механизмов (не более двух):

Т_ц^с=Т_ц^н?е, е — коэффициент совмещения циклов, е=0,8. [3]

Т_ц^с=197?0,8=157,6 с.

Производительность перегрузочной машины определяется количеством груза (в единицах массы), перегружаемого в единицу времени (час, смену, сутки). В технико-экономических расчётах чаще всего применяют производительность перегрузочной установки, выраженную в тоннах за час работы. Различают производительность техническую и эксплуатационную. Под технической производительностью понимают наибольшую производительность машины, зависящую от технических параметров машины, рода перегружаемого груза, условий работы, непрерывности использования. Техническая производительность перегрузочной машины:

Ртех=nц*mгр, т/ч Число циклов за час работы: nц==22,8

Средняя масса груза одного подъёма: mгр=Vгзу*с*ш =7,5*0,8*0,8=4,8 т Объём грейфера: V_гр=7,5 м³ (приложение II) [1]

Плотность угля: с=0,8 т/м³ (приложение II) [1]

Масса грейфера: G_гзу=6,0 т (приложение II) [1]

Выполняем проверку условия: mгр + Gгзу? Qн

4,8+6,0<13

10,8<13

Условие выполняется.

Ртех=22,8*4,8=109,4 т/ч Коэффициент использования крана по грузоподъёмности:

К_гр=?1

К_гр==0,83

Коэффициент использования крана по времени в течение суток:

К_вр.сут===0,54

в течение года:

К_вр.год===0,38

Относительная продолжительность включения каждого механизма:

Для механизма подъёма: ПВ%=((tзах+2tпод +2tоп +tвыс)/ Т_ц^с)*100%

ПВ%=((9+19,6+28,4+9)/ 157,6)*100%=41,9%

Для механизма изменения вылета стрелы: ПВ%=(2tи.в.с./ Т_ц^с)*100%

ПВ%=(44,9/ 157,6)*100%=28,5%

Для механизма поворота: ПВ%=(2tпов./ Т_ц^с)*100%

ПВ%=(49/ 157,6)*100%=31,1%

Для механизма передвижения: ПВ%=(2tпер./ Т_ц^с)*100%

ПВ%=(22,1/ 157,6)*100%=14%

Таблица

Вывод: Режим работы тяжелый, т.к. механизм подъёма — основной механизм — работает в тяжелом режиме.

Механизм подъема

Механизм подъема предназначен для подъема и опускания груза на необходимую высоту с заданной скоростью и удержания груза на любой, требуемой условиями технологического процесса, высоте.

Разрывное усилие в канате:

Sp=K*Smax=6*26,6=159,6 кН где K — коэффициент запаса прочности, зависящий от режима работы механизма.

K=6,0 (таблица V.2.4) [5]

Smax — максимальное усилие в ветви каната:

Smax=Gн/nв*з=127,53/(6*0,8)=26,6 кН где Gн=Qн*g=13*9,81=127,53 кН;

G_н — сила тяжести груза

Qн — грузоподъёмность крана, т;

з — общий коэффициент полезного действия =0,8

nв — количество ветвей каната, на которых подвешен груз:

nв=а*m=2*3=6

a=2 — число ветвей закрепленных на барабане

m=3 — кратность полиспаста По ГОСТу 2688−80 выбираем канат по разрывному усилию:

Канат двойной свивки, диаметром d_к=18 мм, типа ЛК-Р конструкции 6×19(1+6+6/6)+1о.с.: (приложение II) [1]

1. ЛК — канат линейного касания.

2. Р — в верхнем слое каната проволоки разного диаметра.

3. 6 — количество прядей.

4. 19 — количество проволок в одной пряди.

5. 1о.с. — один органический сердечник.

Рисунок 2-Эскиз каната ЛК-Р

Расчёт блоков и барабанов:

Рис.

Диаметр направляющих блоков определяется по формуле:

Д_бл=d_к*е

d_к — диаметр каната, е — коэффициент, зависящий от типа грузоподъемности машины и режима работы. Для грейферных лебедок принимается е=25.

Высота реборды:

Н_{реборды}=(2?6)d_к

Оптимальным радиусом канавки является:

r_к=0,53*d_к.

По ГОСТу принимают Д_бл

Диаметр барабана: Dб=dк*(e-1) мм.

е — коэффициент, зависящий от типа грузоподъемности машины и режима работы, е=30 (таблица 15) [1]

Dб=18*(30−1)=522 мм Расчётный диаметр барабана, уточнённый по ГОСТу — Dб=500 мм Длина нарезной части барабана: LН=Zо*tш мм

LН=79,6*20=1592,4 мм где tш= dк+(2−3) — шаг нарезки, мм.

tш= 18+2=20 мм

Zо= Zр+ Zз+ Zкр — общее число витков нарезки, состоящее из числа рабочих, запасных и витков на крепление каната.

Zо=75,6+2+2=79,6

Zр= (НП+НОП)*m/р*Dб.с.

Zр=(24+17)*3/3,14*0,518=75,6

где НП, НОП — высота подъёма и глубина опускания, м;

m — кратность полиспаста;

Dб.с. — диаметр барабана, измеренный по средней линии навиваемого каната.

Dб.с. = Dб+ dк

Dб.с. =500+18=518 мм Полная длина барабана при сдвоенном полиспасте:

LП=2LН+(7−12)* tш, мм;

LП=2*1592,4+10*20=3384,9 мм Рисунок 5-Барабан с винтовой нарезкой: 1 — стенка барабана; 2 — канавка; 3 — канат.

Толщина стенки барабана: дст=0,01Dб+3, мм дст=0,01*500+3=8 мм Толщина стенки барабана проверяется из расчёта на сжатие:

дст=f* Smax/ tш*[усж], мм

[усж]=110 мПа дст=0,7* 26,6*10³/ 20*110=8,5 мм Т.к. L_н>3 D_б, то барабан проверяется на прочность от деформации кручения и изгиба.

Максимальное значение суммарного напряжения на нагруженной поверхности барабана равно:

у=? [у_изг]

[у_изг]=120 мПа

M_кр=S_мах*D_б=26,6*10³*0,500=13,3 кН*м М_изг=S_мах*=26,6*10³*=40,96 кН*м

а=0,6*D_б -расстояние между нарезками на барабане

бкоэф. приведения; для стали б=0,75

W_э=0,8(D_б— дст)²* дстэкваториальный момент сопротивления движения

W_э=0,8(0,500−0,0085)²*0,0085=0,0016 м³

у= = 26,35 мПа у< у_изг

26,35<120

Условие выполняется Рисунок 7- Барабан с винтовой Рисунок 8- Барабан с двойной нарезкой

Грузозахватное устройство — грейфер

Основным грузозахватным устройством для перегрузки навалочных грузов является грейфер.

Грейфер обеспечивает автоматическое взятие и отдачу (высыпание) груза. По назначению грейферы делятся на нормальные, подгребающие, лесные и специальные.

Нормальные грейферы служат для перегрузки минерально-строительных грузов, угля, руды, соли, цемента и т. п.

Подгребающие (штивущие) грейферы отличаются от нормальных увеличенным примерно в 2 раза размахом челюстей, что позволяет увеличить площадь захватываемого груза и обеспечить большую заполняемость грейфера при небольшой толщине слоя груза.

Лесные грейферы применяют для перегрузки непакетированного круглого леса и пиломатериалов; вместо челюстей у них имеются лапы для захвата груза.

Специальные грейферы служат для подводной добычи песка, гравия, песчано-гравийной смеси, перегрузки камня, металлолома и др.

Грейферы бывают двух и многочелюстные. Многочелюстые грейферы обычно применяют для перегрузки крупнокусковых грузов (камень, чугунные чушки и т. п.). Наибольшее применение в речных портах; нашли двухчелюстные грейферы.

Грейфер подвешивают к крану на одном, двух или четырех канатах. Одноканатный грейфер обычно навешивается на крюк крана, т. е. обеспечивается возможность быстрого перевода крана из крюкового в грейферный режим. Однако, одноканатные грейферы обладают существенными недостатками: сложность замкового устройства, большие затраты времени на закрытие и раскрытие челюстей. Применяются редко только на кранах небольшой грузоподъемности.

Наибольшее распространение в речных портах нашли двух и четырехканатные грейферы; при двух канатах они имеют один поддерживающий и один замыкающий, а при четырех — два поддерживающих два замыкающих каната. Увеличение числа канатов связано со стремлением уменьшить диаметр канатов, а, следовательно, и диаметры грузовых барабанов и направляющих блоков.

Двух и четырехканатные грейферы применяют на кранах, имеющих две лебедки:

одну замыкающую (для закрытия-раскрытия грейфера и подъема-опускания его) и одну поддерживающую.

Рисунок 9- Грейфер: 1 — челюсти; 2 — тяги; 3 — нижняя траверса; 4 — грейферный полиспаст; 5 — верхняя траверса; 6 — место крепления поддерживающего каната; 7 — направляющие блоки; 8 — поддерживающий канат; 9 — замыкающий канат; 10 — барабан поддерживающей лебедки; 11 — барабан замыкающей лебедки.

Определение потребной мощности и выбор электродвигателя механизма подъёма

Nст=*0,6=*0,6=95,6 кВт

где N_ст— статическая мощность электродвигателя, кВт

N_к— номинальная мощность электродвигателя, кВт зобщ — общий к.п.д. грузоподъёмного механизма;

зобщ=0,8

Так как электродвигатели грузоподъемных машин работают в повторно-кратковременном режиме, то производят пересчет мощности для случая, если фактическая (расчетная) относительная продолжительность включения (ПВ%) не совпадает с каталоговой, по формуле:

N_к=N_сткВт ПВ%_ф=41,9%

ПВ%_к=40%

N_к=95,6=97,8 кВт Выбираю электродвигатель: (таблица 16) [1]

МНТ 711−10

Мощность электродвигателя: N=100 кВт Частота вращения вала электродвигателя: n_дв=584 об/мин Ширина электродвигателя: В_дв=790 мм

Расчёт передаточного числа и подбор редуктора

n_дв— частота вращения вала электродвигателя, об/мин

n_бар— частота вращения барабана, об/мин

n_бар=об/мин

n_бар==110,6 об/мин

i₀==5,2

По передаточному числу выбираем редуктор: (таблица 12) [1]

i_р=10,35, исполнение vIII

N_р>N_дв

N_р=113,0 кВт РМ-1000

А=1000 -суммарное межосевое расстояние Проверяю возможность принятия П-образной компоновочной схемы по выражению:

А?

1000?

1000?645

Выбираю П-образную компановочную схему.

Рисунок 10−1 — барабан; 2 — электродвигатель; 3 — тормоз; 4 — редуктор

Расчёт и выбор тормоза

Тормоз выбирается по необходимому тормозному моменту:

Нм Где — рабочий (статический) момент на быстроходном валу редуктора, создаваемый массой неподвижно висящего груза, Н•м;

= 2 коэффициент для тяжелого режима работы [3]

Н*м где G_н — грузоподъемная сила крана, Н;

Dб.с. — диаметр барабана, измеренный по средней линии навиваемого каната, м i_р — передаточное число редуктора;

— общий к.п.д. механизма подъема;

m — кратность полиспаста.

= =851 Н*м М_т=2*851=1702 Н*м По величине тормозного момента выбирается тормоз, при этом необходимо чтобы: (таблица 13) [1]

ТКГ-500М

=2500 Н*м

D_т=500 мм Рисунок 11-Колодочный тормоз с гидроэлектротолкателем: 1 — тормозной шкив; 2 — вал; 3 — шпонка; 4 — тормозные колодки; 5 — накладки из высокопрочных материалов; 6 — вертикальная стойка; 7 — рычаг, связывающий стойки; 8 — двуплечий рычаг; 9 — гидроэлектротолкатель.

Выбор муфты

Муфта выбирается по каталогу исходя из крутящего момента:

Н*м

где к₁ — коэффициент, учитывающий степень ответственности механизмов к₁=1,3; (стр.64) [2]

к₂ — коэффициент, учитывающий, условия работы к₂=1,3; (стр.64) [2]

Рабочий момент на быстроходном валу редуктора:

Н*м Н*м Н*м Выбираю: (таблица 14) [1]

Муфта втулочно-пальцевая с тормозным шкивом;

Диаметр тормозного шкива D_шк = 500 мм;

Момент инерции J_м = 6,9 кг•м²;

Наибольший передаваемый момент М_кр = 4000 Н*м Число пальцев n = 8

Размер ступицы:

l_к=130 мм

d_к=89,5 мм

L=210 мм Рисунок 12-Втулочно-пальцевая муфта: 1 — малая полумуфта; 2 — палец; 3 — резиновая втулка; 4 — полумуфта с тормозным шкивом

Расчёт механизма передвижения. Расчёт нагрузок на опоры крана

Рисунок 13- Схема нагрузок на опоры крана.

A, B, C, D — опоры крана.

S и в — колея и база портала.

Из справочника выбираем следующие данные: (таблица 1) [1]

Масса крана G_кр= 182,7 т Масса портала G_порт= 67,7 т Масса поворотной части с подвижным противовесом G_{подв. против.} = 115,0 т Максимальная нагрузка на опору В равна:

=

V — вес поворотной части крана и груза, приложенного в точке Е, кН

tсмещение шарнира крепления стрелы относительно центра портала (эксцентриситет), м

t=0,4 м (с.14) [1]

G_порт — вес неповоротной части крана, приложенный в центре её тяжести, кН М=V*l_v кН

l_v— плечо приложения суммарной вертикальной нагрузки, м

l_v=1,6 м (с.14) [1]

М — момент, создаваемый силой тяжести поворотной части крана ц — угол между осью Х и положением стрелы (при S=b, ц=45°)

S=10,5 м

B=10,5 м

V=G_пов.ч+G_гр =115*9,81+105,9=1234,1 кН

G_гр=(m_гр+m_гзу)*g=(4,8+6,0)*9,81=105,9 кН М=1234,1*1,6=1974,6 кН*м

==631 кН

Максимальная нагрузка на опору D равна:

=, кН

==318 кН

Расчёт числа ходовых колёс

Число ходовых колес рассчитывается так:

Z_об= =3,2?4 колеса.

Z_об — число колес на одной опоре;

[p] - допускаемая нагрузка, зависящая от материала, из которого изготовлено колесо, и шпального покрытия.

[p]=200 кН (с.197) [2]

Определение фактических нагрузок на колёса

Максимальная нагрузка на колесо:

= / Zоб=631/4=157,7 кН Минимальная нагрузка на колесо:

= /Zоб=318/4=79,5 кН

Расчёт числа приводных колёс

Расчётное значение приводных колёс должно быть таким, чтобы обеспечивалось устойчивое передвижение крана при неблагоприятных условиях

=, ед где У=, кН

µ=0,01-коэффициент трения в цапфах колеса;

µсм=0,12-коэффициент трения между колесом и цапфой.

У= =526,6 кН

==1,7=2

Расчет диаметра ходового колеса

D_{ход.кол.}=, см в_к — ширина опорной части колеса, см в_к = 7 см (с.198)[2]

[g] - допускаемое давление в зависимости от материала обода, Н/см

[g] = 500Н/см (с.198)[2]

D_{ход.кол.}==45,1 см По ГОСТу принимаем диаметр ходового колеса D=50 см = 500 мм

Расчёт сопротивлений передвижению крана

Общее сопротивление передвижению крана равно:

Wоб=Wтр+Wв+Wу+Wин, кН Сопротивление трения:

W_тр =(G_кр+G_гр), кН где d_ц — диаметр цапфы колеса, см

d_ц===6,25 см

f — коэффициент трения качения по рельсу (f=0,05 см) м = 0,01 — коэффициент трения в ступице колеса Кр — коэффициент, учитывающий трение реборд колеса о рельс Кр=1,2?1,3

W_тр =(1792,3+105,9)*1,2=10,25 кН Сопротивление от уклона подкрановых путей:

Wу=(Gкр+Gгр)*sinв=(1792,3+105,9)*0,003=5,69 кН где в — угол уклона подкрановых путей. sinв =0,003 (с.45) [1]

Сопротивление от сил инерции:

Wин=(Gкр+Gгр)*а/g=(1792,3+105,9)*0,15/9,81=29,02 кН где, а — ускорение передвижения машины.

а=0,15 м/с²

Ветровое сопротивление:

Wв =УF_крi[р_в]k_спл+F_гр[p_в]k_спл

где ?Fkpi — сумма всех наветренных площадей крана (таблица 1.26) [1]

F_гр -наветренная площадь груза

[рв] - удельное давление ветра на единицу площади (для рабочего состояния крана [рв]=250 Па)

Kсп — коэффициент сплошности конструктивных элементов крана.

Kсп =1 для сплошных конструкций (с.45) [1]

W_в =(6*1+11*1+48*1+16*1)*250+13*1*250=23,5 кН.

Wоб=10,25+5,69+29,02+23,5=68,46 кН

Расчёт мощности электродвигателя и его выбор

Общая мощность электродвигателей крана равна:

N_р==27,9 кВт.

W_об?=W_об-W_ин=68,46−29,02=39,44 кН.

Индивидуальный привод на каждое колесо или опору требует большого количества двигателей, тормозов редукторов, но при этом ходовые устройства получаются более компактными, конструктивно менее сложными, более надежными в эксплуатации. Для индивидуального типа привода мощность равна:

N₁₋₄==8,72 кВт.

Произвожу корректировку мощности:

N_н=N_p=6,53 кВт.

Выбираю электродвигатель (таблица 16)[1]

Тип электродвигателя МТН 211−6:

Мощность электродвигателя: N_дв=8,2 кВт.

Максимальный момент на валу электродвигателя: М_мах=196 Н*м.

Момент инерции: J=0,115 кг*м².

Число оборотов (частота вращения вала электродвигателя): п_дв=900 об/мин

Определение передаточного числа и выбор редуктора

Расчёт общего передаточного числа:

i_об=

Частота вращения ходового колеса

n_к ==21,66 об/мин.

i_об==41,55

По передаточному числу выбираем редуктор: (таблица 12) [1]

i_р=40,17, исполнение II

РМ-650

N_р =9,2 кВт

n_р=750 об/мин А=650

Расчёт и выбор тормоза

Тормоз выбирается по величине тормозного момента:

М_т=

где в=2- коэффициент запаса торможения;

М_т==480 Н*м Выбираем тормоз: (таблица13)[1]

Тип тормоза: ТКГ-300

Диаметр тормозного шкива: 300 мм.

Тормозной момент: М_т=800 Н*м.

Отход колодок: 1,3 мм.

Тип толкателя: ТГМ-50

Выбор муфты

По D_т.ш. выбираем втулочно-пальцевую муфту (таблица 14) [1]

Диаметр тормозного шкива: 300 мм. Число пальцев: 6

Момент инерции: J_и=1,5 кг*м².

Наибольший передаваемый момент: М_мах=800 Н*м.

Механизм изменения вылета стрелы

Вылет стрелы крана — расстояние по горизонтали от оси вращения поворотной части до вертикальной оси грузозахватного органа.

Стреловые системы кранов предназначаются изменения положения груза относительно оси вращения крана, благодаря чему краном обслуживается определенная площадь, а также для обеспечения необходимой высоты подъема груза.

Перевод стрелы из одного положения в другое осуществляется с помощью специальных механизмов, носящих название механизмов изменения вылета стрелы. Их можно разбить на 4 основные группы:

? Полиспастные

? Штанговые (рейка, винт)

? Секторные

? Кривошипные Механизмы изменения вылета могут иметь жесткую или гибкую связь со стреловым устройством. Механизм изменения вылета у портальных кранов должен иметь жесткую связь со стрелой, чтобы исключить самопроизвольное движение стрелы под действием горизонтальных сил: ветра, сил инерции, отклонения грузовых канатов от вертикали и т. д.

Наиболее распространенным является реечный механизм изменения вылета стрелы, т.к. является самым легким по весу и простым по изготовлению и устройству. Он дает плавное изменение угловой скорости качания стрелы, а, следовательно, и незначительные инерционные нагрузки на привод. Недостатком является то, что в процессе работы механизма есть опасность выхода реек из зацепления на максимальном вылете. Для предотвращения этого устанавливаются концевые выключатели, механические ограничители и пр.

Винтовой механизм довольно легок, как и реечный, но значительно сложнее и дороже в изготовлении и требует тщательного ухода и наблюдения за состоянием резьбы гайки и винта во время эксплуатации.

Рис.

Секторный механизм встречается довольно редко. Угловая скорость качания стрелы здесь постоянна, а линейная скорость движения груза увеличивается по мере приближения к минимальному вылету, что нежелательно.

Кривошипно-шатунный механизм надежен и безопасен в эксплуатации. Ему не нужны концевые выключатели, упоры, амортизаторы, т.к. при непрерывном вращении кривошипа стрела плавно проходит через крайние положения и возвращается назад. Это исключает возможность падения стрелы или запрокидывания ее на кабину, но механизм является одним из самых тяжелых.

Секторно-кривошипный механизм является промежуточным между секторным и кривошипно-шатунным. Будучи легче кривошипно-шатунного механизма, он обеспечивает сравнительно равномерное качание стрелы и незначительные инерционные нагрузки в крайних ее положениях.

Гидравлический механизм обеспечивает большую плавность работы, почти исключая динамические нагрузки, способен выдерживать значительную перегрузку, обеспечивать равномерность горизонтального перемещения груза при изменении вылета, но сложен и дорог в изготовлении.

Механизм вращения

За счет вращения верхней части металлоконструкции крана обеспечивается обслуживание стреловыми кранами кольцевой площади. Для осуществления вращения краны имеют: опорно-поворотное устройство, поддерживающее и центрирующую поворотную часть.

Конструкция опорно-поворотного устройства существенно влияет на всю конструкцию крана; по типу опорно-поворотного устройства краны подразделяют на 2 группы:

? Краны на поворотном круге (поворотной платформе);

? Краны на колонне.

У кранов на поворотном круге поворотная часть опирается на колеса, катки или шарики, которые перемещаются по круговому рельсу, прикрепленному к опорному барабану. Механизм поворота на поворотной платформе состоит из электродвигателя, эластичной муфты с тормозным шкивом, на конце которого на шпонке насажена цилиндрическая шестерня. При вращении эта шестерня отталкивается от неподвижного зубчатого колеса и обегает вокруг него, обеспечивая поворотной платформе вращение вокруг вертикальной оси с частотой n_кр. Движение в механизме поворота может передаваться от вала электродвигателя к шестерне через коническую зубчатую передачу и цилиндрические передачи в редукторе. Для предохранения валов и зубчатых передач от перегрузки в редукторе устанавливают фрикционную передачу, состоящую из ведущих фрикционных дисков, ведомых нижнего и верхнего нажимного диска фрикциона, спиральной нажимной пружины.

Современные краны имеют разнообразные конструкции механизмов вращения:

? с зубчатым венцом;

? с канатной тягой;

? с приводными колесами.

Рис.

Кроме вращения поворотной части краны механизмы вращения обеспечивают снижения угловой скорости двигателя, вызываемое ограничениями угловой скорости поворотной части крана При больших вращающихся массах в период неустановившегося движения на механизм поворота действуют большие динамические нагрузки. Специальные устройства, предохраняющие механизм поворота от поломок при перегрузках является обязательным элементом на портовых перегрузочных кранах, независимо от конструкции механизмов. Эти предохранительные устройства носят название муфт предельного момента, представляют совой дисковые или конические фрикционные муфты и встраиваются обычно в редуктор.

Таблица. Технико-эксплуатационная оценка проекта

Заключение

Увеличилась грузоподъемность крана до 12 т. Уменьшился диаметр ходового колеса (с 540 мм до 500 мм) и нагрузка на него. Скорости механизмов почти не изменились, при этом мощность электродвигателя передвижения уменьшилась.

Список использованной литературы

перегрузочный машина грейфер

1.Буренок В. Д. Сборник задач по подъёмно-транспортным машинам речных портов. Издание третье. Новосибирск 2007;

2.Буренок В. Д., Шарутина В. А. Перегрузочные машины речных портов. Новосибирск 2003;

3.Буренок В. Д., Ефремов А. М. Методические указания по выполнению лабораторных работ по дисциплине «ТПО». Новосибирск 2004;

4.Буренок В. Д. Справочные материалы по портовому перегрузочному оборудованию по подъёмно-транспортным машинам. Новосибирск 2005;

5.Справочник по кранам под редакцией М. М. Гохберга. Том 1,2. Ленинград, «Машиностроение», Ленинградское отделение, 1988;