Курсовой проект - Расчет тележки мостового крана - файл ????????????? ???????.doc

приобрести
Курсовой проект - Расчет тележки мостового крана
скачать (1841.5 kb.)
Доступные файлы (12):
??? ?????.frw
???? ???????? ????????????.spw
???????? ????????.cdw
????????.cdw
???????????? ??.spw
???????????? ????????.spw
??? ?? ??? ??? ???.frw
??? ?? ??? ???.frw
???.frw
???.wsh
??????????.txt1kb.13.12.2009 12:42скачать
????????????? ???????.doc458kb.22.12.2008 20:12скачать

????????????? ???????.doc






2 РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОДЪЁМА ГРУЗА.

2.1 Выбор каната.

В соответствии с зaданной грузоподъёмностью необходимо выбрать кратность полиспаста – а.

Для Q=10 т а=2.

Для определения максимального усилия в канате, необходимо определить КПД полиспаста:

где - КПД блока на подшипниках качения.

Максимальное усилие в канате:

где g – ускорение свободного падения, g=9.81 м/с2.

Канат выбирается из условия:
Sp=kз·Smax ? Sразр
где Sp – расчетное усилие в канате Н;

Sразр – разрывное усилие каната (1, прил. lll), Н;

kз – коэффициент запаса прочности каната, зависит от режима работы, для режима 6М - kз=6
Sp=6·24898.5=149391 Н =149.4 кН
По справочнику выбираем канат:

Sразр=150 кН;

dk=16.5 кН;

F=105.73 мм2;

?пр=1764 МПа;

тип: ЛК-РО 6Ч36(1+7+7/7+14)+1о.с. ГОСТ 7668-80.
2.2 Определение геометрических размеров блоков и барабана.

Диаметр блока по центру каната
Dбл ? e·dk =35·16.5=577.5 мм
Где e – коэффициент, зависящий от режима работы, для режима 6М е=35.

Диаметр блока по дну желоба
Dбл.о=(е-1)·dк=(35-1)·16.5=561 мм.
Диаметр барабана по центру каната ( на 15% меньше Dбл )
Dб=0.85·Dбл=0.85·577.5=490.9 мм.
Диаметр барабана по дну канавок
Dб.о=Dб-dk=490.9-16.5=474.4 мм
Из стандартного ряда Dб.о=500 мм

Уточняю диаметр барабана по центру каната:
Dб=Dб.о+dk=500+16.5=516.5 мм.
Число рабочих витков для навивки полной рабочей длины каната

где Н – высота подъёма груза, м;

zнепр=1.5;

zкр=4;

Длина наружного участка барабана
Lн=t·(zp+zнепр+zкр)
Где t – шаг нарезки барабана
t=1.2·dk=1.2·16.5=19.8 мм
Принимаю t=20мм.
lн=20(10+1.5+4)=310 мм.
Длина гладкого концевого участка
lк=(4..5)dк=4·16.5…5·16.5=66…82.5 мм
lн принимаю конструктивно из полученного диапазона с учётом стандартного ряда
lк=80 мм
Длину центрального гладкого участка барабана l0 выбирается из условия:
bmin ? l0 ? bmax
где bmin, bmax – минимально и максимально возможная длина ненарезного участка.
bmin =B-2hmin·tg?=49.5-2·48·tg6=39.4 мм
где B – расстояние между крайними блоками крюковой повески (мм)
В=(nбл-1)·3·dk=(2-1)·3·16.5=49.5 мм
nбл – соответствует числу кратности полиспаста

hmin – минимальное расстояние между осью блоков крюковой подвески и осью барабана
hmin=3·Dб=3·16=48 мм
? – угол отклонения каната при набегании на барабан, ?=6˚
bmax=B+2·hmin·tg?=49.5+2·48·tg6=59.6 мм
Принимаю l0=50 мм.

Общая длина барабана:
L=2·lн+l0+2·lк=2·310+50+2·80=830 мм.

2.3 Расчет мощности и выбор двигателя.

Необходимая мощность двигателя

где G= (Q+Qп)g=(10000+350)·9,81=101,53 кН

G – сила тяжести поднимаемого груза и крюковой подвески;

V1 – скорость подъёма груза;

Qп – вес крюковой подвески;

Qп=(0,02…0,035)Q=0.035·10000=350 кг;
?мех= ?п·?б·?муфт·?ред,
где ?мех – КПД механизма;

?б – КПД барабана (?б=0.98 для барабана на подшипниках качения;

?п – КПД полиспаста;

?м – КПД муфт, для зубчатой муфты МУВП ?м=0,98;

?р – КПД редуктора, ?р=0,93…0,94 – для двухступенчатого редуктора.

?мех=0,985·0,98·0,98·0,94=0,89
По рассчитанной мощности выбираем двигатель МТН 512-8

Pном=31 кВт;

n=715 об/мин;

Mmax = 1400 Н·м;

Jр=1,45 кг·см2;

?min=1,7.


Номинальный момент двигателя

Максимальная кратность пускового момента двигателя

Средняя кратность пускового момента двигателя

Средний пусковой момент двигателя

2.4 Определение передаточного числа и выбор редуктора.

Угловая скорость вращения двигателя

Угловая скорость вращения барабана

Определение передаточного числа и выбор редуктора.

Выбираю редуктор Ц2 – 650; uф=32,42.

Уточнение фактической угловой скорости барабана

Фактическая скорость подъёма груза

2.5 Выбор тормоза.

Расчетный тормозной момент на валу тормозного шкива для механизма подъёма груза

где kт – коэффициент запаса торможения, для режима работы 6М kт=2.5;

Мст.0 – статический момент сопротивления при опускании груза номинальной массы;

Мт.ф – табличный тормозной момент
Мт=2,5·359,9=900 Н·м
По рассчитанному тормозному моменту выбирается тормоз ТКТГ с Мт.ф=1500 Н·м.
2.6 Выбор муфт.

Между двигателем и редуктором устанавливаем зубчатую муфту с тормозным шкивом DT = 400 мм (1, прил. XLVII), имеющую следующую характеристику: наибольший передаваемый крутящий момент 5.75 кН · м, момент инерции Jм = 1.375 Н · м · с2.

Муфты выбирают по максимальному расчётному моменту и наибольшему диаметру концов валов, которые соединяются, (в табл. 1.1 ( 2 ) указывается максимальное значение расточки под вал).
Мр = k1·k2·k3·Мн ? [M]
Мр = 1.8·1.3·1.25·414=1211 Н·м.
где Мн - наибольший, долгосрочно действующий вращательный момент, Н·м;

где kl — коэффициент, учитывающий степень ответственности муфты ( 1, прил. L1V).

k2— коэффициент, учитывающий условия работы муфты ( 1, прил. L1V).

k3 – коэффициент углового сдвига валов, принятый по табл. 1.4 ( 2 );

[M] – максимальный крутящий момент, передаваемый муфтой.

Мр < [M].

Между барабаном и редуктором установлена зубчатая муфта. Крутящий момент, передаваемый муфтой:


где ?б = 0.98 – КПД барабана.

Расчетный момент для выбора муфты
Мрб·k1·k2·k3=13120·1.8·1.3·1.25=38376 Н·м.
По таблице ( 1, прил. LV) выбираем стандартную зубчатую муфту (ГОСТ 5006—55) № 10 с модулем т = 6 мм, числом зубьев z = 56, шириной зуба b = 40 мм, толщиной зуба s = 8,91 мм, наибольшим моментом, передаваемым муфтой, равным 50000 Н·м.

3 РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ТЕЛЕЖКИ.
3.1 Определение силы сопротивления передвижению тележки.

Сопротивление передвижению тележки с номинальным грузом при установившемся режиме работы определяют по формуле


где Q – номинальный вес поднимаемого груза;

Gт – собственный вес крановой тележки; из графиков ( 1, рис. 44), построенных по характеристикам выпускаемых кранов, принимаем Gт=60000 Н;

Dк – диаметр ходового колеса тележки;

d = (0.25…0.30)Dк – диаметр цапфы, d=(0.25…0.30)·250=62.5…75 мм. Примем d=70 мм;

f=0.015 – коэффициент трения в подшипниках колес; подшипники выбираем сферические двухрядные (1, табл. 26);

µ=0.03 см – коэффициент трения качения колеса по плоскому рельсу (1, табл. 27). Колеса изготавливаются из стали 65Г (ГОСТ 1050-74), твердость поверхности катания НВ 320…350;

kp =2,5 – коэффициент, учитывающий сопротивление от трения реборд колес о рельсы и от трения токосъемников о троллеи (1, табл. 28);

Wук – сопротивление передвижению от уклона пути,
Wук=(Q+Gт)?,
? – расчетный уклон подкранового пути:

?=0.002 – для подтележечных путей мостового крана. Уклон главной незагруженной балки принимаем равным нулю;

Wв – сопротивление передвижению от действия ветровой нагрузки.

При расчете мостовых кранов, работающих в закрытых помещениях, принимают Wв=0.

3.2 Определение мощности и выбор двигателя.

Двигатель механизма передвижения тележки выбирают по пусковому моменту. Значение пускового момента должно быть таким, при котором отсутствует пробуксовка ведущих колес незагруженной тележки по рельсам, а коэффициент запаса сцепления должен быть не менее 1.2.

Для предварительного выбора двигателя предварительно определяем сопротивление передвижению загруженной тележки в период пуска

где а – среднее ускорение тележки при пуске (1, табл.29).

Мощность предварительно выбираемого двигателя

где ?ср – средняя кратность пускового момента, для двигателей с независимым возбуждением ?ср=1.7…1.8.

Расчетная мощность двигателя механизма передвижения, определенная с учетом инерционных нагрузок должна удовлетворять условию
Np?Nст

Где
По каталогу ( 1, прил. XXXlV ) предварительно принимаем электродвигатель с фазным ротором типа MTF 111-6 мощностью N=2.8 кВт (при ПВ=60%), n=920 мин-1, Jр=0.0496 н·м·с2, Мп.max=87 Н·м,

Определим средний пусковой момент двигателя для разгона незагруженной тележки из условия отсутствия буксования приводных колес и наличия необходимого запаса сцепления:

3.3 Определение передаточного числа и выбор редуктора.

Чтобы получить численное значение Мп.ср, следует предварительно выбрать не только двигатель, но и редуктор механизма передвижения тележки, затем произвести расчет привода и окончательно выбрать двигатель.

Определим частоту вращения колеса:


Расчетное передаточное число редуктора


По каталогу (1, прил. LXll) принимаем редуктор типа ВК-550-18 (с передаточным числом Uр=18, схемой сборки 1).

Фактическая частота вращения колеса


Фактическая скорость передвижения тележки с номинальным грузом

3.4 Расчет тормозного момента и выбор тормоза.

При торможении тележки без груза допустимое максимальное ускорение, при котором обеспечивается запас сцепления колёс с рельсами 1,2, определяют по формуле

Время торможения тележки без груза исходя из максимально допустимого ускорения

Допускаемая величина тормозного пути (1, табл. 31)

где vт.ф – скорость передвижения тележки, м/мин.

Минимально допустимое время торможения


Время торможения тележки в общем виде находят по формуле


откуда тормозной момент


где Мст.т – статический момент сопротивления передвижению тележки при торможении, приведенный к валу двигателя.

Статический момент сопротивления передвижению незагруженной тележки при торможении, приведенный к валу двигателя,




Принимаем колодочный тормоз с гидротолкателем типа ТТ-160 с наибольшим тормозным моментом 100 Н·м, диаметром тормозного шкива 160 мм, шириной колодки 75 мм; тип гидротолкателя ТЭГ-16 с тяговым усилием 160 Н. Тормоз регулируем на расчетный тормозной момент (1, прил. XLlX).
3.5 выбор муфт.

Между ходовыми колёсами и валом-вставкой механизма передвижения тележки установлены зубчатые муфты. Крутящий момент, передаваемый муфтой:


где ?ред = 0.85 – КПД редуктора.

Расчетный момент для выбора муфты

Мрв·k1·k2·k3=1160·1.8·1.3·1.25=3,39 кН·м.

где Мв - наибольший, долгосрочно действующий вращательный момент, Н·м;

где kl — коэффициент, учитывающий степень ответственности муфты ( 1, прил. L1V).

k2— коэффициент, учитывающий условия работы муфты ( 1, прил. L1V).

k3 – коэффициент углового сдвига валов, принятый по табл. 1.4 ( 2 );

[M] – максимальный крутящий момент, передаваемый муфтой.

Мр < [M].

По таблице ( 1, прил. LV) выбираем стандартную зубчатую муфту (ГОСТ 5006—55) № 4 с модулем т = 3 мм, числом зубьев z = 48, шириной зуба b = 25 мм, толщиной зуба s = 4,35 мм, наибольшим моментом, передаваемым муфтой, равным 5600 Н·м.

4 ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ МЕХАНИЗМОВ.
4.1 Проверка двигателя механизма подъёма груза.

4.1.1 Проверка двигателя при пуске.

Проверка двигателя при пуске заключается в том, чтобы ускорение груза при пуске двигателя не превышало допустимого значения.

Приведенный к валу двигателя момент инерции механизма

где ? – коэффициент, учитывающий вращающиеся массы привода;

Статический момент сопротивления на валу двигателя при подъёме груза
.
Время пуска двигателя при подъёме груза

Ускорение груза при подъёме
.

4.1.2 Проверка двигателя на нагрев.

Проверка двигателя на нагрев производится с учетом режима работы механизма и повторно кратковременного характера его работы. Для этого определяется эквивалентный момент на валу двигателя при подъёме грузов различной массы и проверяется условие


где ??пi – сумма времён пуска двигателя на подъём и опускание груза за цикл работы двигателя.

??у – сумма времен работы двигателя в установившемся режиме.

На основе приведенного типового графика нагружения кранового механизма для режима работы 6М.


где i – ступень на диаграмме нагружения механизма подъёма.


Рисунок 3 – типовой график нагружения крановых механизмов для режима 6М.


Время пуска двигателя для второй ступени диаграммы нагружения.


На основании диаграммы статические моменты сопротивления на валу двигателя при опускании груза разной массы



Время пуска двигателя при опускании груза различной массы


Сумма времен пуска двигателя на подъём и опускание груза за цикл работы
=0,3+0,173+0,113+0,145=0,731
Сумма времён работы двигателя в установившемся режиме

где nст – количество ступеней на диаграмме нагружения.
Сумма квадратов статических моментов


Мэ<Mн – условие выполняется.
4.2 Проверка двигателя механизма передвижения на перегрев по эквивалентной нагрузке.

Мощность, необходимая для перемещения тележки с номинальным грузом.


Среднее время пуска привода тележки при перемещении грузов Q, 0.5Q, Q, 0.25Q и не загруженной.


Среднее время рабочей операции передвижения тележки


где Lр – средний рабочий путь тележки.

Отношение среднего времени пуска к среднему времени рабочей операции

По графику (1, рис. 45, кривая Б) находим значение коэффициента ?


Затем вычисляем Nэ=?Nнг=0,9·2,7=2,43 кВт.


Для режима работы 6М эквивалентная мощность двигателя


где К – коэффициент, принимаемый в зависимости от режима работы (1, табл. 30)
4.3 Проверка запаса сцепления колёс тележки.

Минимальное время пуска двигателя незагруженной тележки


Где ап.max – максимально допустимое ускорение незагруженной тележки.

Для обеспечения запаса сцепления (kсц=1,2) при пуске незагруженной тележки ускорение ее должно быть не более значения, вычисленного по формуле

Где ? – коэффициент сцепления ведущего колеса с рельсом;

Gсц – сцепной вес тележки. Gсц=Gтnпр/nк,

где nк – число ходовых колёс; nпр – число ведущих колёс.

Статический момент сопротивления передвижению незагруженной тележки, приведенный к валу двигателя,


Где ?м – к.п.д. механизма передвижения тележки (1, рис. 36).

Момент инерции подвижных масс тележки, приведенный к валу двигателя


Где Jр.м – момент инерции ротора двигателя,

mт – маса тележки с крюковой подвеской.

Расчётная мощность


Где

Для привода механизма передвижения тележки окончательно принимаем электродвигатель MTF 111-6.

Средний пусковой момент двигателя MTF 111-6


Фактическое время пуска двигателя не груженой тележки.


Фактический коэффициент запаса сцепления приводных колёс с рельсами

Фактическое ускорение при разгоне незагруженной тележки

5 ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ЭЛЕМНЕТОВ МЕХАНИЗМОВ
5.1 расчет крюковой подвески.

5.1.1 Выбор и прочностной расчет крюка.

Крюковая подвеска выбирается по номинальной грузоподъёмности (Q=10т) и режиму работы (6м). Выбираю крюк однорогий, тип Б №17 (ГОСТ 6627-74, 1 прил. Vl, Vll).

Крюк (рис. 4) изготовлен из стали 20, имеющей предел прочности ?в= 420 МПа, предел текучести ?т= 250 МПа предел выносливости ?-1= 120 МПа. Резьба шейки крюка – метрическая М64 с внутренним диаметром dв= 56.2 мм. На прочность крюк проверяют в сечениях 1-1, А-А и А’-А’.


Рисунок 4. Крюк однорогий.
В сечении 1-1 крюк рассчитывают на растяжение:


При более точных расчётах проверяют шейку крюка на усталостную прочность.

В сечении А-А крюк рассчитывают как кривой брус, нагруженный эксцентрично приложенным усилием. Наибольшее напряжение внутренних волокон сечения А-А
,
где F – площадь сечения А-А после замены действительного сечения равновеликой трапецией

e2 – расстояние от центра тяжести сечения до внутренних волокон,

k – коэффициент, зависящий от кривизны и формы сечения крюка, определяется по графику ( 1, рис.23)

r – расстояние от центра приложения нагрузки до центра тяжести сечения,



D=120 мм – диаметр зева;

e1 – расстояние от центра тяжести сечения до наружных волокон,

напряжения в сечении А-А определяют при условии, когда стропы расположены под углом 45˚ к вертикали (рис. 4 ).

Усилие, разгибающее крюк,

Наибольшее напряжение растяжения внутренних волокон в сечении А’-А’

Значения параметров F,D,e2 и k сечения А’-А’ принимаем такими же, как для сечения А-А, так как оба сечения примерно равны между собой.

Касательное напряжение (на срез) в сечении А’-А’
.
Суммарное напряжение в сечении А-А согласно третьей теории прочности


допускаемое напряжение , здесь nT – запас прочности по пределу текучести для режима работы М6 nT=1.75

Расчетные напряжения в сечениях А-А и А’-А’ меньше допускаемых.

5.1.2 Выбор упорного подшипника.

Для крюка, диаметром шейки d1=70 мм выбираем упорный однорядный подшипник легкой серии 8214 (ГОСТ6874-75) со статической грузоподъемностью С0 = 161000 Н (1, прил. lX).

Расчетная нагрузка на подшипник должна быть равна или меньше статической грузоподъемности:
Qp=kб·Q=1.2·105=120000 Н < C0=161000 H,
Где kб=1.2 – коэффициент безопасности (1, прил. X).
5.2.3 Прочностной расчет траверсы крюка.

Траверса крюка изготовлена из стали 45, имеющей предел прочности ?в=610 МПа, предел текучести ?т=430 МПа, предел выносливости ?-1=250 МПа.

Траверсу рассчитывают на изгиб при допущении, что действующие на нее силы сосредоточенные; кроме того, считают, перерезывающие силы не сильно влияют на изгибающий момент. Далее определяют расчетные размеры (1, прил. Xl) т.е. расстояние между осями крайних блоков b=266 мм ( рис. , тип 1). Расчетная нагрузка на траверсу Ор=120000 Н (такая же, как и на упорный подшипник).

Максимальный изгибающий момент ( рис. сечение А-А)

Момент сопротивления среднего сечения траверсы
м3,
где [?] – допускаемое напряжение на изгиб, Па.

[?]=800 МПа.
Момент сопротивления среднего сечения траверсы (рис. ), ослабленной отверстием,

где d2=d1+(2…5)=70+5=75 мм.

b1 – ширина траверсы; назначается с учетом наружного диаметра D1 посадочного гнезда для упорного подшипника,

b1=D1+(10…20)=106+14=120 мм.


Высота траверсы

Изгибающий момент в сечении Б-Б

Минимальный диаметр цапфы под подшипник


5.2 Расчет узла барабана механизма подъёма

5.2.1 Барабан отлит из чугуна СЧ15-32 с преде­лом прочности на сжатие ?в = 700 МПа. Толщину стенки барабана определяют из расчета на сжатие:


где ; k — коэффициент запаса прочности для крюковых кранов, k = 4,25 (1, прил. XV).

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

для чугунных ? = 0.02D + (0,6...1,0) см;

Толщина стенки проектируемого чугунного барабана
? = 0,02D + 8 = 0,02 · 500 + 8 = 18 мм.
Принимаем толщину стенки ? = 18 мм.

Напряжения от изгиба и кручения в стенке барабана незначи­тельны; при длине барабана (L=830 мм) менее трех диаметров (D=500 мм) они обычно не превышают 15% от напряжения сжатия, поэтому барабан рассчитывается только на сжатие.
5.2.2 Расчет крепления каната на барабане.

Принята конструкция крепления каната к барабану прижимной планкой, имеющей трапе­циевидные канавки (рис. 5). Канат удерживается от перемещения силой трения, возникающей от зажатия его между планкой и бараба­ном болтами (шпильками). Начиная от планки (точка Б), предусмат­ривают дополнительные витки (1,5...2), способствующие уменьше­нию усилия в точке закрепления каната.



Рисунок 5. Схема крепления каната на барабане.
Натяжение каната перед прижимной планкой (точка Б)


где е = 2,72 — основание натурального логарифма;

f — коэффициент трения между канатом и барабаном (f = 0,10 ... 0,16);

? — угол обхвата канатом барабана, принимаем ?=8? Суммарное усилие растяжения болтов

где f1 — приведенный коэффициент трения между планкой и бара­баном; при угле заклинивания каната 2? = 80°


?1 — угол обхвата барабана канатом при переходе от одной канавки планки к другой.

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


Где n - коэффициент запаса надежности крепления каната к барабану

n ?1.5; принимаем п = 1.8;

z — количество болтов;

Ри - усилие, изгибающее болты,
Ри=Р·f1=840·0.233=195.72 H
d1, — внутренний диаметр болта М22, изготовленного из стали СтЗ,

?т=220 МПа, d1=18.753 мм.

Допускаемое напряжение для болта

МПа.
5.2.3 Расчет вала барабана на прочность (с применением WinMachine).

Ось барабана изготовляют из стали 45 (ГОСТ 1050—74) с пределом прочности ?в=610 МПа.

Реакции в опорах вала (рис. 6).


;

;

Изгибающие моменты

1 участок (слева):

;

;

3 участок (справа):

;

.

Учебный материал
© nashaucheba.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации