Расчет параметров крана

кран технический промышленный Грузоподъемные и транспортные машины являются неотъемлемой частью современного производства, так как с их помощью осуществляется механизация основных технологических процессов и вспомогательных работ. В последнее время качественно возросла роль подъемно-транспортных машин на поточных линиях, в связи, с чем они стали органической частью технологического оборудования. Также весьма существенным стало влияние подъемно-транспортных машин на технико-экономические показатели производства.

Современное производство грузоподъемных машин основывается на создании блочных механизмов состоящих из унифицированных узлов (редукторов, муфт, тормозов и др.) позволяющих получить более высокий технико-экономический эффект при изготовлении и эксплуатации этих машин. Блочными называются механизмы, состоящие из самостоятельных узлов, соединенных между собой посредством легкоразъемных соединений. К таким блокам относятся крюковые подвески, тельферы, редукторы, тормоза, муфты и т. д.

Применение блочных конструкций позволяет выпускать узлы механизмов в законченном виде, что приводит к специализации отдельных цехов и заводов. Специализация производства, в свою очередь, обеспечивает повышение качества и снижает себестоимость изготовления узлов.

Использование блочных конструкций позволяет легко определить и отделить от машины узел, требующий ремонта, без разборки смежных узлов. При наличии запасных узлов замену узлов-блоков можно производить в короткие сроки, что значительно снижает простой оборудования при ремонте и позволяет осуществлять высококачественный ремонт в специализированных ремонтных цехах.

В данном курсовом проекте производится разработка козлового крана: Разработка конструктивных и расчётных схем; Определение параметров крана; Конструирование ходового оборудования и его расчёт (расчёт механизма передвижения.

1. Устройство и работа козлового крана

Классификация Кран козловой двухконсольный грузоподъемностью 100 кН относится к кранам общего назначения и предназначен для погрузки-разгрузки транспортных средств, а также для штабелирования грузов на складских площадках. Данный кран имеет мост (пролетное строение), опирающейся на две опоры, снабженные рельсоколесными ходовыми частями. По мосту перемещается тележка. Части моста выступающие за опоры называются консолями. Возможность выхода грузовой тележки на консоль позволяет располагать под ней транспортные рельсовые и безрельсовые пути, а площадку под пролетной частью моста использовать для устройства склада или технологического объекта. Помимо этого увеличивается общая площадь складирования.

Краны козловые двухконсольные состоят из несущей конструкции — моста 1, опирающегося на жесткие (при длине пролета до 25 метров включительно применяются жесткие опоры) опоры 2. Каждая опора соединена с ходовой тележкой 3. Передвижение крана по рельсовому пути осуществляется механизмом передвижения крана 4, расположенным на ходовых тележках. Вдоль моста перемещается ходовая тележка 5, несущая грузозахватный орган 6.

Краны выполнен с управлением из кабины. При пролетах до 25 м кабины обычно устанавливают на одной из опор или на мосту около опоры.

Кран оборудуется следующими устройствами безопасности:

а) ограничителем грузоподъемности, который не допускает перегрузку более чем на 25%, б) ограничителями рабочих движений для автоматической остановки механизма подъема груза, механизма передвижения крана и грузовой тележки, в) устройством для автоматического снятия напряжения с крана при выходе на галерею, г) противоугонными устройствами.

Кран козловой является строительным подъемным оборудованием мостового типа, которое используется для выполнения различных погрузочно-разгрузочных работ. Козловой кран характеристики которого могут варьироваться в зависимости от конструкционных особенностей и характера выполняемых работ, находит широкое применения на различных строительных, промышленных, а также складских площадках. Грузоподъемность подъемного устройства однобалочной и двухбалочной конструкций козлового крана может составлять от 3 до 50 тонн, а пролет от 4 до 32 метров. С этими показателями, прежде всего и связана сравнительная характеристика козловых кранов.

Различные конструктивные решения позволяют выполнять широкий спектр работ. Технические характеристики козловых кранов также определяют их тип и особенности эксплуатации. Козловые краны могут быть бесконсольными, одноконсольными или двухконсольными. В качестве грузозахватного механизма может выступать грейфер, крюк, магнит, спредер и др. В зависимости от пожеланий заказчика, производители козловых кранов могут комплектовать их дополнительными устройствами и грузозахватными механизмами.

Козловой кран: характеристики, виды и особенности:

Козловые краны характеристика которых определяет их классификацию, по своему назначению подразделяются на несколько видов. Согласно общепринятой классификации это: краны общего назначения, монтажные козловые краны и краны специального назначения. К козловым кранам общего назначения относятся электрические крюковые краны с высотой подъема до 9 метров и грузоподъемностью от 3 до 32 тонн. Такие краны предназначены для выполнения подъемных и погрузочно-разгрузочных работ на открытом воздухе. Монтажные краны могут иметь пролет до 80 метров, высоту подъема груза до 30 метров и грузоподъемность до 400 тонн. Такой козловой кран предназначен для монтажа сборного оборудования и различных конструкций. Краны специального назначения могут выполнять целый ряд задач, связанных с работами и обслуживанием гидротехнических сооружений, работой на контейнерных терминалах и т. д. Техническая характеристика козлового крана, на которую следует обратить внимание при выборе грузоподъемного оборудования, состоит из следующих параметров: длина пролета, грузоподъемность, высота подъема, скорость подъема груза скорость передвижения тали и самого крана, климатическое исполнение, необходимая температура окружающей среды и категория размещения.

2. Расчёт массы крана

Масса двухконсольного козлового крана mкк, кг:

где mк — масса бесконсольного козлового крана, кг.

где Q — грузоподъемность, Q=100 кH.

где С Габаритная длинна моста, м:

где L_к — суммарная длинна консолей, L_к=16м.

3. Расчёт механизма передвижения крана

Для расчёта механизма передвижения козлового крана необходимы следующие данные:

* номинальную грузоподъемность (Q);

* номинальную скорость передвижения крана (Vкр);

* максимальную высоту подъема груза (Н);

* пролет (L);

* массу крана (mкр);

* группу режима работы механизма — 3 М;

* место установки крана (в помещении или на открытом воздухе).

В примере расчета использованы следующие исходные данные: тип крана консольно-козловой;

Q = 100 кН;

Vкр=0,7*60 м/мин; Н = 16 м;

L = 24 м;

mкр = 42,4 т;

Нагрузки, действующие на ходовые колеса крана, учитываются при выборе диаметра ходовых колес и типа рельса подкранового пути.

FG кр — сила тяжести крана;

FGГ — сила тяжести поднимаемого груза вместе с грузозахватным приспособлением;

FGТ — сила тяжести грузовой тележки, ориентировочно определяется:

с приводными колесами FGТ? 0,4Qg,

с канатной тягой FGТт? 0,2Qg;

FRA, FRB — силы реакций, действующие на колеса двух ходовых тележек подкрановых путей, А и В;

l — расстояние от оси опоры крана до центра масс тележки в крайнем положении.

Консольно-козловой кран Силы тяжести:

— крана

FG кр = mкр g = 42,4 9,8 = 415,5 кН,

— груза и грузозахватного приспособления

FG Г= Q g = 10 9,8 = 98 кН,

— грузовой тележки (с приводными колесами)

FG Т = 0,4 Q g = 0,4 10 9,8 = 39,2 кН.

Наибольшая статическая нагрузка на колеса двух ходовых тележек, опирающихся на рельс В, определяется из уравнения? МF (A) = 0

FGкр L 2 + (FGГ + FGТ) (L + l)? FRB L = 0,

где l = Lк — 2 = 16−2 = 14 м.

С учетом количества ходовых колес, опирающихся на один рельс подкранового пути, максимальная нагрузка на одно колесо будет вычисляться следующим образом:

.

где z = 4 — общее количество колес крана, принимается в зависимости от грузоподъёмности z=4 если Q<20 т.

Выбор и расчет ходовых колес По величинам максимальной нагрузки FR max на наиболее нагруженное колесо, скорости передвижения крана с учетом группы режима работы механизма по табл. 1 выбираются значения диаметра стандартного двухребордного цилиндрического колеса, тип рельса и коэффициент трения качения колеса о рельс. Основные размеры ходовых колес приведены в табл. 2.

После выбора параметров колес и типа рельса производится проверочный расчет ходовых колес на контактную прочность. Напряжение в зоне контакта не должно превышать допускаемое значение, устанавливаемое в зависимости от механических свойств материала колеса.

В механизмах передвижения используются железнодорожные и крановые рельсы с выпуклой головкой, имеющие точечный контакт с дорожкой качения колеса.

Контактное напряжение при этом определяется [4]:

где к — коэффициент, зависящий от соотношения радиусов колеса и округления головки рельса;

R1 — больший из радиусов колеса и скругления (выпуклости) головки рельса, м;

R2 — меньший из радиусов колеса и скругления головки рельса, м.

кf — коэффициент, учитывающий влияние трения на работу опорных колес, принимается при режимах работы: (1М…3М) — кf = 1,0;

Fp — расчетная нагрузка на колесо, Н:

Fp = кнкД FR max =1,1*1*212,5=233,7 кН кн — коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине рельса: для рельсов с выпуклой головкой кн = 1,1;

кд — коэффициент динамичности, зависящий от скорости пере-движения крана (Vкр).

При Vкр < 1 м/с — кд = 1,0;

FR max — максимальная нагрузка на колесо при номинальных нагрузках на кран в рабочем состоянии, Н;

Е пр — приведенный модуль упругости материала колеса и рельса, МПа.

Для стали принимается =(2,1…2,2)* МПа.

[у] H — допускаемое контактное напряжение, Мпа.

[у] H =(0,7…0,9) уТ=0,8*785=628 МПа.

уТ — предел текучести материала колеса, МПа (табл. 2.1).

уH = 462,9 МПа < [у] H = 628 МПа Расчетное контактное напряжение меньше допускаемого, что соответствует требуемому условию.

По величине FR max = 212,5 кН, скорости передвижения крана

Vкр = 0,7 м/с, группе режима работы (3М) по табл. 13 выбираем приводные и не приводные ходовые цилиндрические колеса с двумя ребордами и рельс с полукруглой головкой.

Основные параметры колес:

диаметр колеса Dк = 500 мм = 0,5 м; в буксах установлены двухрядные сферические роликоподшипники № 3622, внутренний диаметр подшипника (диаметр цапфы) dц = 22?5 = 110 мм = 0,11 м, тип рельса — КР 70, коэффициент трения качения колеса о рельс

µ = 0,0006 м. Допускаемая нагрузка на колесо [FR] = 267 кН.

Значения предела текучести различных материалов кованых ходовых колес

Расчет общего сопротивления передвижению крана Общее сопротивление передвижению крана от статических нагрузок находится по следующей формуле:

Fпер=Fтр+Fукл+Fв=5,9+1,54+13,67=21,1 кН.

где Fтр — сопротивление от сил трения;

Fукл — сопротивление от уклона рельсового пути;

Fв — сопротивление от ветровой нагрузки.

Сопротивление трения при движении крана по прямому рельсовому пути определяется следующим образом:

Fтр = кp (mкр + Q) g

где кр = 2,0…2,5 — коэффициент, учитывающий дополнительные со-противления от трения реборд и торцов ступиц ходовых колес;

g = 9,8 м/с2 — ускорение свободного падения;

f — коэффициент трения (приведенный к цапфе вала) в подшипниках опор вала ходового колеса, принимается в шариковых и роликовых подшипниках качения f = 0,015; в подшипниках скольжения открытого типа f = 0,10;

µ - коэффициент трения (плечо реактивной силы) качения ходовых колес по рельсам, м;

dц — диаметр цапфы вала (оси) ходового колеса, м; Dк — диаметр ходового колеса, м.

Сопротивление от уклона рельсового пути.

Составляющая нагрузки от уклона подкрановых рельсовых путей определяется в пределах максимально допустимого уклона:

Fукл = (mкр+Q) g sinб=(42,4+10)*9,8*0,003=1,54

где sinб — уклон рельсового пути, принимаемый 0,003 — козловых кранов;

Сопротивление от ветровой нагрузки.

Ветровая нагрузка практически на 60…80% определяет мощность приводов механизма передвижения крана. Требования обеспечения плавного пуска и торможения механизма передвижения при сравнительно редко действующей ветровой нагрузке часто заставляют усложнять как сами приводы, так и их системы управления.

Ветровая нагрузка на кран определяется в рабочем состоянии, при котором обеспечивается эксплуатация крана с номинальным грузом.

Распределенная ветровая нагрузка р на единицу расчетной площади элемента конструкции в данной зоне высоты.

р = qксn=125*1,15*1,375*1=197,7,

где q = 125 Па — динамическое давление ветра; к — коэффициент, учитывающий изменение динамического давления по высоте;

с — коэффициент аэродинамической силы с = 1,375;

n =1 — коэффициент перегрузки для рабочего состояния крана.

Коэффициент изменения динамического давления по высоте Н над поверхностью земли:

Высота Н над поверхностью земли, м — 10; 20; 40;

Коэффициент к — 1,00; 1,25; 1,55;

Статическая составляющая ветровой нагрузки на элементы конструкции крана:

F’в= =197,7*168*0,35=11,6 кН.

где, А — расчетная площадь конструкции; Кспл — коэффициент сплошности, принимаемый для решетчатых ферм Кспл = 0,35 [4];

A = h L?=3*56=168,

где h=3 м — высота пролетной балки, м;

L? — длина пролетной балки, м:

L? = L+2Lк =24+2*16=56 — для консольно-козловых кранов;

Статическая составляющая ветровой нагрузки на груз

FвГ = qксnAГ =125*1,15*1,2*1*12=2,07 кН.

где q = 125 Па — динамическое давление ветра;

к — коэффициент, принимаемый по высоте Н;

с = 1,2 — коэффициент аэродинамической силы для груза [4]; n= 1 — коэффициент перегрузки для рабочего состояния;

AГ =12м2 — расчетная площадь груза, принимаемая в зависимости от его номинальной массы Q по табл. 2.3.

Полное сопротивление от ветровой нагрузки вычисляется по формуле:

Fв = Fвк + FвГ =11,6+2,07=13,67 кН.

Выбор электродвигателя.

Выбор электродвигателя механизма передвижения производится по статической мощности, требуемой при установившемся движении в рабочем состоянии.

Выбор редуктора В механизмах передвижения кранов используются цилиндрические горизонтальные двухступенчатые редукторы типов Ц2, Ц2У, Ц2Н, цилиндрические вертикальные трехступенчатые крановые редукторы типов ВК, ВКУ и червячные одноступенчатые универсальные редукторы типа Ч.

Выбор редуктора производится в зависимости от кинематической схемы привода по передаточному числу, расчетной мощности или допускаемому вращающему моменту на тихоходном валу и частоте вращения быстроходного вала (задается частотой вращения электродвигателя).

Осн овные параметры для выбора редуктора:

— Частота вращения ходового колеса

— Требуемое передаточное число привода

— Расчетная мощность редуктора Рр = Рс*ку =7,2*2,25=16.2,

где ку — коэффициент, учитывающий условия работы редуктора для групп режима: (1М…3М) — ку = 2,25;

Требуемая величина вращающего момента на тихоходном валу редуктора (без учета потерь на трение)

где nТ — частота вращения тихоходного вала редуктора.

По величине вращающего момента с учетом требуемого переда;

точного числа выбираем для группы режима работы (3М) и частоты вращения быстроходного вала nб = nдв = 915 мин-1 = 15,25 с-1

редуктор вертикальный крановый типа ВКУ — 610 М Основные параметры редуктора:

Тип редуктора… ВКУ — 610 М Передаточное число иp…40

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора ТТ, кН? м …7,9

Быстроходный вал:

Диаметр d, мм … 40

Длина l1, мм … 110

Тихоходный вал:

Диаметр d, мм … 80

Длина l2, мм … 130

Для консольно-козлового крана nТ = nк, а требуемое передаточное число привода равно передаточному числу редуктора:

u? = u? р.

где uр? — требуемое передаточное число редуктора;

u?зп — предварительное значение передаточного числа открытой зубчатой передачи, принимаемое ориентировочно u? зп = 2,5…2,8.

С учетом этого требуемое передаточное число редуктора будет равно:

а частота вращения тихоходного вала редуктора nт = nк u? зп.

Фактическая скорость передвижения где up — передаточное число редуктора.

Расчет элементов открытой зубчатой передачи.

Колеса открытой зубчатой передачи чаще всего выполняются прямозубыми, причем ведомые колеса непосредственно соединяются с ходовыми колесами. По условиям компоновки диаметр ходового колеса и диаметр делительной окружности ведомого зубчатого колеса принимаются одинаковыми (Dк = d2=mz2).

Количество зубьев шестерни принимается минимальным из условия отсутствия подреза:

z1 = 17.

Количество зубьев колеса определяется из принятого передаточного числа:

z2 = z1 u? зп =17*2,5=42,5.

В случае получения дробного значения число зубьев z2 округляется до целого в большую сторону.

Уточненное передаточное число зубчатой передачи: uзп. = z2/z1 =2,5.

Расчетное значение модуля зацепления колес:

m = Dк/z2=0,7/42,5=0,017=>m=4

Полученное значение модуля округляется до ближайшего большего значения из ряда стандартных модулей (ГОСТ 9563−80): 4,0; 5,0;

(5,5); 6,0; (7,0); 8,0; (9,0); 10,0 (11,0); 12,0; (14,0); 18,0. Значения, стоящие в скобках, менее предпочтительны.

Диаметры делительных окружностей:

шестерни d 1 = mz1 =4*17=68

колеса d2 = mz 2 =42,5*4=170

Значение ширины колеса после вычисления округляется в ближайшую сторону до целого числа.

Ширина шестерни:

в1 = в2 + (5…10) мм=52,6 мм.

Выбор соединительных муфт.

Для соединения вала электродвигателя и быстроходного вала ре-дуктора применяется муфта упругая втулочно-пальцевая с тормозным шкивом. Тормозной шкив устанавливается на быстроходный вал редуктора.

Вращающий момент, передаваемый муфтой, соединяющей вал двигателя и быстроходный вал редуктора, равен моменту статических сил сопротивлений:

где u — передаточное число привода, равное передаточному числу редуктора: u=uр.

Тип зубчатой муфты, соединяющей тихоходный вал редуктора и вал ходового колеса, выбирается с учетом диаметров концов валов, соединяемых данной муфтой. При этом допускается комбинация втулок муфты различных исполнений (с цилиндрическим и коническим отверстиями).

Непосредственное соединение тихоходного вала редуктора и вала ходового колеса производится зубчатой муфтой типа 1.

Соединение тихоходного вала редуктора и вала ходового колеса через трансмиссионный вал производится двумя зубчатыми муфтами типа 2.

Вращающий момент, передаваемый зубчатой муфтой, при наличии в приводе открытой зубчатой передачи:

Выбор размеров соединительных муфт производится по величи-нам расчетных вращающих моментов, причем табличное значение момента Тм должно быть больше расчетного:

Тмр =Тмномк1 к2 =77,6*1,2*1=93,12Н*м.

где к1 — коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма, принимается к1 = 1,2;

к2 — коэффициент, учитывающий группу режима работы механизма, принимается для групп режима работы:

(1М…3М) — к2 = 1;

По требуемому расчетному моменту Тмр и диаметрам соединяемых валов выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту с тормозным.

Основные параметры муфты упругой втулочно-пальцевой с тормозным шкивом:

Номинальный вращающий момент Т, Н? м… 500

Диаметры посадочных отверстий в полумуфтах, мм:

d … 40 — 45

d1 … 40 — 45

Диаметр тормозного шкива DТ, мм … 200

Момент инерции муфты Iм, кгм2… 0,32 Вращающий момент, передаваемый зубчатой муфтой, установленной на тихоходном валу привода:

Расчетный момент:

Тмр =Тмномк1 к2 =2637,5*1,2*1,2=3798Н*м По величине Тмр выбираем зубчатую муфту типа 1.

Основные параметры зубчатой муфты:

Номинальный вращающий момент Т, Нм… 10 000

Диаметры посадочных отверстий в полумуфтах, мм:

dц, dк … 100

Длина муфты L, мм … 340

Выбор тормоза В механизмах передвижения кранов применяются колодочные тормоза с электрогидравлическим толкателем типа ТКГ.

Выбор размера тормоза производится по расчетному тормозному моменту с учетом диаметра тормозного шкива муфты.

Расчет величины тормозного момента для механизма передвижения крана производится с учетом попутного ветра и при уклоне рельсового пути в сторону движения.

Момент статических сопротивлений на валу тормоза при торможении определяется следующим образом:

ТсТ = ТтрТ +ТТукл ?ТвТ =12.6+6.6−61.6=-42.4,

где ТтрТ — момент сил трения ходовых колес крана при торможении:

ТТукл — момент сопротивления движению от уклона пути при торможении:

ТвТ — момент сопротивления движению от ветровой нагрузки:

Момент сил инерции при торможении крана без груза:

Расчетный момент на валу тормоза производится следующим образом:

ТТр = ТинТ? ТсТ =57,2 — (-42,4)=99,6.

По расчетному значению ТТр = 99,6 Н? м выбираем колодочный тормоз ТКГ-200 с приводом от электрогидравлического толкателя, согласуя размер колодок с размером диаметра тормозного шкива упругой втулочно-пальцевой муфты.

Основные параметры тормоза ТКГ-200

Тормозной момент ТТ, Н? м … 300

Тип толкателя … ТГМ — 25

Диаметр тормозного шкива D, мм … 200

Список используемой литературы

1) http://elar.usfeu.ru/bitstream/123 456 789/346/3/Zyryanova.pdf

2) Справочник по расчетам механизмов подъемно — транспортных машин. А. В. Кузьмин, Ф. Л. Марон. Высшая школа, 1983 г.

3) Справочник по кранам. Александров М. П., Гохберг М. М., том 1,2. — Л: Машиностроение, 1988.

4) Подъёмно-транспортные машины. Атлас конструкций, под ред. Александрова М. П. и Решетникова Д.Н.-М.:1987.