Проектирование грузоподъемной машины

Проектирование грузоподъемной машины

Содержание

1. Предварительные расчеты механизмов

1.1 Механизм подъёма груза

1.2 Механизм передвижения

2. Проверочные расчеты

.1 Проверка надежности пуска двигателя механизма подьема

.2 Проверка электродвигателя механизма передвижения тележки на время разгона

.3 Проверка ходовых колес на контактные напряжения обода и рельса

. Компонование тележки мостового крана.

.1 Предварительная компоновка механизмов на раме тележки

.2 Определение весов и координат центров тяжестей

.3 Определение нагрузки на ходовые колеса

Список литературы

1. Предварительные расчеты механизмов

механизм мостовой кран редуктор нагрузка

1.1 Механизм подъёма груза

Выбор крюковой подвески

Выбор типоразмера крюковой подвески производится по двум условиям.

Первое - грузоподъемность крюковой подвески не должна быть меньше заданной грузоподъемности, второе - режим работы крюковой подвески должен соответствовать режиму работы механизма.

Для Q = 10 т, Режим работы по ГОСТ 6М и по ИСО М8, ПВ 40%

Подвеска крюковая крановая 2 - 10 - 500

Масса 180 кг.

Выбранная стандартная крюковая подвеска однозначно определяет кратность полиспаста

,

где Z_к - число ветвей каната, на котором висит груз;

Z_к.б - число ветвей каната, которые навиваются на барабан.

Выбор каната

Выбор каната производится по максимальному статическому усилию, Н,

,

где G - вес номинального груза и крюковой подвески, Н;

η_п - КПД полиспаста.

Вес номинального груза и подвески, Н:

m_п - масса номинального груза и масса подвески соответственно, кг;

g - ускорение силы тяжести.

При выборе типоразмера каната должны быть соблюдены два условия:

первое - произведение максимального статического усилия в канате на коэффициент использования каната (коэффициент запаса прочности), не должно превышать разрывного усилия каната в целом, указанного в таблице ГОСТа, т.е. F₀ ≥ Z_p·S_max,где F₀ - разрывное усилие каната в целом, Н, Z_p - коэффициент использования канатов. Канат выбираем по маркировочной группе по временному сопротивлению разрыва 1764 МПа, Z_p = 9

Расчетное разрывное усилие в канате F₀ ≥ Z_p·S_max= 5·25193 = 226736 Н

Выбираем тип каната ЛК-Р 6х19 (1+6+6/6)+1о.с. ГОСТ 2688-80, имеющий линейное касание проволок и разные диаметры проволок в верхнем слое пряди.

Диаметр каната d_к=19,5 мм, S_сеч.=143,61 мм², маркировочная группа 1960, разрывное усилие каната в целом не менее 228 кН

Барабан и блоки

Минимальные диаметры барабанов, блоков и уравнительных блоков огибаемых стальными канатами

,

где Д_б, Д₂, Д₃ - диаметры соответственно барабана, блока и уравнительного блока по средней линии навитого каната, мм;

h₁, h₂, h₃ - коэффициент выбора диаметров соответственно барабана, блока и уравнительного блока;

d_к - диаметр каната, мм.

Длина барабана ,

где - длина одного нарезанного участка;

- длина гладкого среднего участка;

- длина одного гладкого концевого участка.

Длина одного нарезанного участка ,

где , - шаг навивки каната;

.

- число рабочих витков для навивки половины рабочей длины каната;

- число неприкосновенных витков, необходимых для разгрузки деталей крепления каната на барабане (1,5);

= 34 - число витков для крепления конца каната.

Число рабочих витков

,

где Н_п - высота подъема груза.

.

Длина гладкого среднего участка барабана

,

где - расстояние между осями наружных блоков крюковой подвески;

- минимальное расстояние между осью блоков крюковой подвески и осью барабана;

= 6° - допустимый угол отклонения каната.

, принимаем =340мм.

 Условие выполняется 3…5

δ= Сталь 20 =120МПа

Выбор двигателя

Статическая мощность двигателя при подъеме номинального груза

,

где - вес груза, кН;

- скорость подъема груза, м/с;

- КПД механизма, предварительное значение которого можно принимать 0,85÷0,9.

.

Расчетная мощность двигателя

=0,7; =1,2; =1,08; =1,2; =1,4

Для тяжелого режима работы (6М) применяем двигатель серии MTН с фазовым ротором типа MTН 512-6, имеющий при ПВ 40% N_ном=55 кВт и частоту вращения вала n=955 об/мин.

Выбор редуктора

Для обеспечения заданной скорости подъема груза, V_п, редуктор должен иметь передаточное число

,

где - частота вращения вала двигателя.

Выбираем редуктор с передаточным числом

Эквивалентный момент на выходном валу редуктора

,

где  - коэффициент интенсивности режима нагружения;

для класса нагружения В4  = 1,00.

где = 3600 - коэффициент для передач с односторонней нагрузкой;

- частота вращения тихоходного вала редуктора (барабана), с^-1;

- число зубчатых колес, сцепляющихся с тихоходным колесом редуктора ;

- норма времени работы редуктора по ГОСТ 25835-83, ч.

;

= 18,8·10⁶ - базовое число циклов перемены напряжений;

- максимальный вращающий момент на тихоходном валу редуктора в период пуска механизма подъема

,

где - максимальное ускорение при пуске; ;

;

- минимальное время разгона при пуске, принимаем = 1с;

- вес крюковой подвески;

- КПД полиспаста и барабана соответственно.

При установке барабана на подшипниках качения .

;

.

Выбираем стандартный двухступенчатый цилиндрический редуктор Ц2-650 с передаточным числом U_p=50

Выбор соединительных муфт

Для соединения валов электропривода с редуктором используем зубчатую муфту 2-го типа (старое название - муфты МЗП) через промежуточный вал.

Муфту выбираем в зависимости от передаваемого вращающегося момента и условий работы:

где - расчетный вращающий момент

- коэффициент запаса прочности; в общем случае ,

где K₁ = 1,2 - коэффициент, учитывающий степень ответственности соединения;

K₂ = 1,2 - коэффициент режима работы;

K₃ = 1,25 - коэффициент углового смещения для муфт 2-го типа;

- действующий вращающий момент;

 - допускаемый вращающий момент, который способна передать муфта.

Выбор типоразмера тормоза

Расчетный тормозной момент:

,

где  - коэффициент запаса торможения, - для режима работы 6М;

 - статический крутящий момент при торможении, создаваемый весом номинального груза на валу, на котором устанавливается тормоз.

,

где - КПД механизма (- КПД редуктора типа Ц2);

- общее передаточное число механизма с учетом кратности полиспаста ().

.

.

.

Выбираем тормоз ТКП-300,диаметр тормозного шкива 300 мм

.2 Механизм передвижения

Для механизма передвижения тележки с грузоподъемностью 10 т число ходовых колес - 4.

,

где  - вес номинального груза главного подъема и тележки соответственно,

 при легком режиме работы;

 - число колес;

= 1,2 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки на колеса.

.

Принимаем ходовое колесо D_к = 250 мм.

Определение сопротивлений передвижению тележки

Полное сопротивление, W, кН, передвижению тележки в период разгона, приведенное к ободу колеса, включает в себя следующие составляющие:

где - сопротивление, создаваемое силами трения;

- уклоном пути;

Сопротивления, создаваемые силами трения:

,

где  - соответственно вес тележки и вес максимального груза;

- коэффициент трения качения колес по рельсу;

- коэффициент трения в подшипниках колес;

- диаметр цапфы вала колеса;

- диаметр колеса;

= 2,5 - коэффициент дополнительных сопротивлений.

.

Сопротивление, создаваемое уклоном пути:

,

где = 0,002 - уклон рельсового пути.

.

Выбор двигателя механизма передвижения тележки

Необходимая мощность:

,

Мощность затрачиваемая на преодоление стат. сопротивлений:

где  - скорость тележки, м/с;

- доп. ускорение тележки

- коэффициент учитывающий инерцию вращающихся масс механизма

- коэффициент использования двигателя по пусковому моменту

- кратность отношения макс. Пускового момента двигателя к номинальному

Кт=0,2 - коэффициент выбора системы торможения

Выбираем двигатель MTН 311-6 с мощностью на валу 11 кВт при ПВ = 40%, частота вращения n_д = 940 об/мин.

Выбор передачи

Необходимое передаточное число редуктора

,

где  - частота вращения вала двигателя, об/мин;

 - диаметр ходового колеса, м;

 - скорость тележки, м/мин.

.

Эквивалентный вращающий момент на выходном валу:

,

где  - коэффициент интенсивности режима нагружения;

для класса нагружения В4  = 1.00.

,

где = 1800 - коэффициент для механизмов передвижения;

- частота вращения тихоходного вала редуктора, с^-1;

- число зубчатых колес, сцепляющихся с тихоходным колесом редуктора ;

- норма времени работы редуктора по ГОСТ 25835-83, ч.

;

= 18,8·10⁶ - базовое число циклов перемены напряжений;

- максимальный момент на тихоходном валу редуктора.

;

.

.

Выбираем редуктор ВКУ-610М с передаточным числом 18.

Выбор соединительных муфт

Для соединения валов электропривода с редуктором используем зубчатую муфту 2-го типа (старое название - муфты МЗП) через промежуточный вал.

где - расчетный вращающий момент

- коэффициент запаса прочности; в общем случае ,

где K₁ = 1,2 - коэффициент, учитывающий степень ответственности соединения;

K₂ = 1,2 - коэффициент режима работы;

K₃ = 1,25 - коэффициент углового смещения для муфт 2-го типа;

- действующий вращающий момент;

 - допускаемый вращающий момент, который способна передать муфта.

Выбор тормоза

Расчетный тормозной момент механизма при работе крана в закрытом помещении определяется для движения без груза под уклон в предположении, что реборды колес не задевают за головки рельсов:

,

где - соответственно моменты, создаваемые уклоном, инерцией и силами трения, приведенные к валу тормоза.

,

,

,

где - КПД механизма;

- сопротивления передвижного крана (тележки) без груза, создаваемые уклоном, инерцией и трением соответственно.

;

;

,

где =1,25 - коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся масс механизма;

=1,25 - коэффициент, учитывающий сопротивление движению тележки от троллейного токопровода.

;

;

.

Выбираем тормоз ТКГ-160 диаметр тормозного шкива 160 мм, с наибольшим тормозным моментом 100 Н·м.

2. Проверочные расчеты

.1 Проверка надежности пуска двигателя механизма подъема

Среднепусковой момент

Тср.п =Тст+Ти.п.+Ти.вр

Ти.п. - момент от сил инерции поступательно движущихся масс

Ти.вр - момент от сил инерции вращательно движущихся масс

Раскрыв значения моментов определяем:

Время разгона

=1,02- момент инерции вращающихся масс быстроходного вала, кг*м²

=1,2 - коэффициент учитывающий инерцию вращающихся масс

Тст - момент статических сопротивлений, приведенных к валу двигателя, Н*м

 - мощность двигателя по каталогу при ПВ=40%

=1,55 - кратность среднепускового момента двигателей

 Условие выполняется.

2.2 Проверка электродвигателя механизма передвижения тележки на время разгона

Время разгона

=0,225

=1,2

Условие выполняется

<5…6с

2.3 Проверка механизма передвижения тележки на отсутствие буксирования

Сила сцепления колес с рельсами

К_зап=1,2 - коэффициент запаса сцепления

Вес тележки приходящийся на приводные колеса

- коэффициент сцепления колеса с рельсом при работе крана в помещении

Максимальная сила статического сопротивления

Сопротивление от сил инерции массы тележки

Допустимое ускорение тележки

 Условие выполняется

Фактическое время торможения

Допустимое замедление тележки при торможении

  Условие выполняется

2.3 Проверка ходовых колес на контактные напряжения обода и рельса

Напряжение в контакте обода колеса и рельса с выпуклой головкой

К=0,127- коэффициент зависящий от отношения радиуса закругления головки рельса r к диаметру колеса

К₁=1,05- коэффициент учитывающий влияние касательной нагрузки на напряжение в контакте

К_д=1+V_т=1+0,2*41/60=1,14- коэффициент динамичности пары «колесо-рельс»

=0,2- коэффициент зависящий от жесткости кранового пути

Р=41943,64Н - максимальная статическая нагрузка на колесо

Допускаемые контактные напряжения

Приведенное число оборотов колеса

Полное число оборотов колеса

- коэффициент приведенного числа оборотов колеса

-усредненная скорость передвижения колеса

- коэффициент зависящий от отношения времени неустановившегося движения к полному времени передвижения

- машинное время работы колеса

 - допускаемые контактные напряжения колеса при

>424.42МПа Условие выполняется

3. Компонование тележки мостового кран

.1 Предварительная компоновка механизмов на раме тележки

Расположение механизмов на раме тележки должно обеспечить ее минимальные габариты, массу и равномерную нагрузку на ходовые колеса при номинальном грузе на крюке.

3.2 Определение весов и координат центров тяжестей

Значения масс, весов и координат центров тяжестей сведены в таблицу 2 (вес тормоза привода передвижения, промежуточных валов и муфт невелик по сравнению с весом рамы тележки и остального оборудования, поэтому его можно в расчет не принимать):

.3 Определение нагрузки на ходовые колеса

Определяем нагрузку на ходовые колеса тележки от веса порожней тележки:

Соответственно от веса груза:

Статическая нагрузка на ходовые колеса в груженом положении:

Условие:  

Проверка отвечает равномерному распределению нагрузок на колеса.

Список литературы

1. Грузоподъемные машины: Учебно-методическое пособие/ Ю. В. Наварский. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ - УПИ, 2003. 100 с.

2.      Курсовое проектирование грузоподъемных машин: Учеб. пособие для студентов машиностр. спец. вузов/С. А. Казак, В. Е. Дусье, Е. С. Кузнецов и др.; Под ред. С. А. Казака. - М.: Высш. Шк., 1989. - 319с.: ил.

.        Курсовое проектирование грузоподъемных машин под редакцией Руденко.

.        Подъемно-транспортные машины. Атлас конструкций. Учебное пособие для вузов. Под ред. д-ра техн. наук М. П. Александрова и д-ра техн. наук Д. Н. Решетова. М., «Машиностроение», 1973, 256 с.