Курсовой проект - проектирование башенного крана - файл n1.docx

приобрести
Курсовой проект - проектирование башенного крана
скачать (391.5 kb.)
Доступные файлы (4):
n1.docx135kb.10.01.2012 20:17скачать
n2.dwg
n3.dwg
n4.dwg

n1.docx

РОССИЙСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ОТКРЫТЫЙ

ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ


Кафедра "Железнодорожный путь, машины и оборудование"


КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине

"Грузоподъемные машины"

на тему "Проектирование башенного крана"

Выполнил студент

Преподаватель


Москва – 2009



Содержание

Стр.

Введение………………………………………………………………….. 3

1.Краткий обзор конструкций…………………………………………… 3

2.Расчет механизма подъема груза………………………………………. 7

2.1. Выбор и расчет полиспаста………………………………………….. 7

2.2. Выбор грузового каната……………………………………………… 8

2.3.Выбор крюковой подвески…………………………………………… 8

2.4.Определение основных размеров грузового барабана……………… 8

2.5.Расчет крепления каната к барабану…………………………………. 10

2.6.Расчет толщины стенки барабана……………………………………. 11

2.7.Выбор канатных блоков………………………………………………. 11

2.8.Выбор электродвигателя………………………………………………. 12

2.9.Выбор передачи……………………………………………………….. 13

2.10.Выбор соединительных муфт……………………………………….. 14

2.11.Выбор тормоза……………………………………………………….. 14

2.12.Проверка электродвигателя на время его разгона…………………. 15

2.13.Определение коэффициента пусковой перегрузки

электродвигателя…………………………………………………………. 15

2.14.Проверка времени торможения механизма подъема груза………. 15

3.Расчет механизма передвижения башенного крана…………………. 16

3.1.Определение диаметра ходовых колес крана………………………. 16

3.2.Определение статического сопротивления передвижению крана… 16

3.3.Определение сил сопротивления передвижению крана

с учетом сил инерции…………………………………………………….. 18

3.4. Выбор электродвигателя для механизма передвижения крана…… 19

3.5. Выбор редуктора для механизма передвижения………………….. 21

3.6. Выбор тормоза для механизма передвижения крана……………… 22

Выводы……………………………………………………………………. 23

Литература……………………………………………………………….. 23

Задание

Разработать чертеж общего вида башенного крана, спроектировать механизм подъема груза и механизм передвижения крана.

Исходные данные

1.Грузоподъемность - Q = 10 т

2.Максимальный вылет - R = 24 м

3.Высота подъема груза - Н = 19 м

4.Скорость подъема груза - Vгр = 10 м/мин

5.Скорость передвижения крана - Vп = 20 м/мин

6.Группа режимов работы механизмов - 3М
Введение

Грузоподъемные механизмы и машины относятся к высокоэффективным средствам комплексной механизации и автоматизации производства. Применение этих машин на железнодорожном транспорте позволяет устранить тяжелые ручные работы по перегрузке и транспортировке массовых грузов и существенно повысить производительность труда, сократить простои вагонов.

Курсовое проектирование грузоподъемных машин помогает студенту быстрее освоить теоретические знания и научится грамотно подбирать комплектующие узлы проектируемых механизмов.

Курсовое проектирование по дисциплине "Грузоподъемные машины" призвано закрепить и углубить полученные теоретические знания, выработать умение применять их при решении конкретных практических задач, получить навыки проектирования машин в целом.
1.Краткий обзор конструкций

Башенным краном называется поворотный кран (рис.1.) со стрелой 2. Закрепленной в верхней части вертикально расположенной башни 6. Кран предназначен для выполнения грузоподъемных работ.

Управление всеми механизмами осуществляется машинистом из кабины 4.

Груз поднимают с помощью грузовой лебедки 10, грузового каната и крюковой подвески 1, являющейся грузозахватным органом крана.

Кран выполняет следующие движения: подъем и опускание груза, изменение вылета, передвижение и поворот.

Изменение вылета осуществляется либо путем изменения угла наклона стрелы с помощью стрелового полиспаста 7 и механизма подъема стрелы 9 (рис.1, а), либо путем перемещения грузовой тележки 17 с помощью механизма передвижения тележки (рис.1, б).

Передвигается кран по строительной площадке с помощью рельсового ходового устройства на стальных ходовых колесах с приводом от механизма передвижения по крановым путям. Для связи поворотных и неповоротных частей крана служит опорно-поворотное устройство 13, которое обеспечивает как передачу нагрузок от поворотной части крана на неповоротную ходовую раму 15, так и вращение поворотной части относительно неповоротной.

Классификация кранов

а) по типу башни

- с поворотной башней (рис.1, а);

- с неповоротной башней (рис.1, б);

В кранах с неповоротной башней опорно-поворотное устройство размещено вверху башни. При этом поворотная часть крана состоит из стрелы 2, поворотного оголовка 3, противовесной консоли 19, механизма подъема груза 10, противовеса 8.

В кранах с поворотной башней опорно-поворотное устройство размещают внизу башни. В этом случае поворотная часть включает в себя стрелу 2, башню с оголовком и распоркой 5, поворотную платформу 12 с размещенными на ней механизмами подъема груза 10 и подъема стрелы 9 и плитами противовеса.

б) по типу применяемых стрел

- с подъемной стрелой (рис.1, а);

- с балочной стрелой (рис.1, б);

У кранов с подъемной стрелой груз подвешивают к концу стрелы, Изменение вылета (подъем стрелы) осуществляется поворотом стрелы относительно опорного шарнира.

У кранов с балочной стрелой груз подвешивают к грузовой тележке, которая перемещается при изменении вылета по направляющим балкам стрелы.

Краны с подъемной стрелой наиболее просты по конструкции и способу изготовления, однако они менее точны при эксплуатации в случае, когда необходимо точное положение груза в пространстве. В этих условиях краны с балочной стрелой обеспечивают более точное положение груза в пространстве. Это качество важно при погрузке контейнеров в вагоны. Поэтому разрабатываем башенный кран с балочной стрелой.


2.Расчет механизма подъема груза

2.1. Выбор и расчет полиспаста

Расчет ведем по рекомендациям [1]. Кратность полиспаста выбираем по табл. 5.1. Применяем сдвоенный полиспаст. Принимаем кратность полиспаста а = 2. Развернутая схема полиспаста показана на рис.2

Усилие в набегающей на барабан ветви каната
где а = 2 – кратность полиспаста;

n = 6 – число направляющих блоков;

бл = 0,98 – к.п.д. блока;

m = 2 –число полиспастов.

По рекомендациям [1] усилие в набегающей ветви должно лежать в диапазоне Sб = 10000…30000 Н. Полиспаст выбран верно.
2.2. Выбор грузового каната

На грузоподъемных кранах применяют главным образом стальные проволочные канаты, так как они обладают высокой прочностью, гибкостью во всех направлениях, безотказностью и надежностью, связанной с тем, что их полному разрушению предшествуют разрывы проволок, сигнализирующие об исчерпании ресурса каната.

Расчетное усилие в канате определим по формуле
где К = 5 – коэффициент запаса прочности для режима работы 3М;

Р – разрывное усилие каната.

Подходит канат ЛК-Р 6х19 (1+6+6\6)+1 о.с. ГОСТ 2688-80.

Диаметр каната – dк = 16,5 мм. Разрывное усилие каната – Р = 147500 Н.
2.3.Выбор крюковой подвески

Крюковая подвеска выбирается с таким расчетом, чтобы она соответствовала принятой схеме и кратности полиспаста, грузоподъемности и режима работы механизма.

По Приложению 2 [1] подбираем крюковую подвеску.

Типоразмер – 2-10-406 ( 2 – число блоков; 10 – грузоподъемность 10 т; 406 – диаметр блока).

Диаметр каната – dк = 14…17 мм. Расстояние между блоками – 62 мм.
2.4.Определение основных размеров грузового барабана

Минимальный диаметр барабана определим по формуле

Dб  dк *  = 16,5 * 16 = 264 мм

где  = 16 – коэффициент зависящий от типа подъемного устройства, привода механизма и режима работы механизма [1].

Принимаем по стандарту Dб = 450 мм.

Длину барабана определим по формуле

2*0,55 + 0,07 + 2*0,07 = 1,31 м

где - длина одного нарезного участка;

– длина гладкого среднего участка;

– длина гладкого концевого участка.

Длину нарезного участка определим по формуле
где t – шаг нарезки;

t = dк + 2…3 мм = 16,5 + 2…3 = 18,5…19,5 = 18 мм

Zр – число рабочих витков каната, навиваемых на один нарезной участок;
где – рабочая длина каната, навиваемая на один нарезной участок;
где Н = 19 м – высота подъема груза;

а = 2 – кратность полиспаста;

Zнепр = 1,5 – число неприкосновенных витков, которые должны обязательно оставаться на барабане после опускания груза и тем самым разгружать узел крепления каната к барабану;

Zкр = 3…4 – число витков, используемых для крепления конца каната к барабану.

Длина гладкого среднего участка
поэтому принимаем .

Длина гладкого концевого участка
Проверка
Условие соблюдается, барабан рассчитан верно.
2.5.Расчет крепления каната к барабану

Усилие нагружения узла крепления
где f = 0,1 – коэффициент трения между канатом и барабаном;

?=3* = 9,42 рад – угол обхвата барабана неприкосновенными витками.

Канат необходимо прижать усилием
где  = 0,35 – коэффициент сопротивления вырыва каната из-под планок.

Диаметр болтов, прижимающих планки к барабану, определим по формуле
где Z = 2 – число болтов;

R = 1,25 – коэффициент запаса, учитывающий изгибные нагрузки;

[] = 80 МПа – допускаемое напряжение для болтов.

Принимаем dб = М20.
2.6.Расчет толщины стенки барабана

Основной расчет стенки барабана расчет на сжатие. Принимаем, что барабан литой, чугунный (СЧ15). Толщину стенки барабана определим по формуле

 = 0,02 * Dб + (6…10) = 0,02*450 = (6…10) = 15…19 мм = 18 мм.

Определим расчетное напряжение при сжатии стенки огибающим ее канатом
где [] = 90 МПа – допускаемые напряжения для чугуна СЧ15 и режиме работы 3М.
2.7.Выбор канатных блоков

В канатных блоках профиль ручья выполняется в соответствии с требованиями ОСТ 24.191.05-82. блоки выполняются из стали марки 35Л-2 отливкой.

Диаметр канатных блоков определим по формуле

Dбл  dк *  = 16,5 * 16 = 264 мм

Принимаем по стандарту Dбл = 300 мм.
2.8.Выбор электродвигателя

К.п.д. механизма подъема определим по формуле

м = п * б * р = 0,99 *0,97 * 0,95 = 0,91

где п – к.п.д. полистпаста;
бл = 0,98 – к.п.д. блока;

б = 0,97 – к.п.д. барабана;

р = 0,95 – к.п.д. редуктора.

Максимальная статическая мощность электродвигателя подъема груза равна
По рекомендациям [1] подбираем двигатель по мощности на 30% меньше Nст.макс. Подбираем по Приложению 3 [1] асинхронный электродвигатель с фазным ротором МТН 311-8.

Мощность электродвигателя – Nэл = 14 кВт.

Частота вращения – nэл = 925 об/мин.

Максимальный крутящий момент - М = 265 Н*м.
2.9.Выбор передачи

В качестве редуктора для механизма подъема выбираем цилиндрический редуктор.

Расчетный эквивалентный крутящий момент на тихоходном валу редуктора определим по формуле

Мэ = Кд * Мст.б = 0,45 * 12973 = 5838 Н*м

где Кд = 0,45 – коэффициент долговечности для режима работы 3М;

Мст.б – статический крутящий момент на валу барабана.
где С = 2 – число ветвей каната, навиваемых на барабан одновременно.

Требуемое передаточное число редуктора определим по формуле
где nб – частота вращения вала барабана.
где Vгр = 0,167 м/с – скорость подъема груза.

Подбираем трехступенчатый цилиндрический редуктор Ц3У-250. [2]

Передаточное число редуктора - iред. = 63.

Крутящий момент на тихоходном

валу редуктора - Мт = Мнд = 4000*1,6 = 6400 Н*м

где Кд = 1,6 – повышающий коэффициент для режима работы 3М;

Мн = 4000 Н*м – номинальный крутящий момент на тихоходном валу редуктора.

Условие Мэ = 5838 Н*м ? Мт = 6400 Н*м выполняется.

Расхождение в передаточном числе
Расстояние между осями валов редуктора А = 535 мм.

Проверим условие компоновки
где В = 350 мм – габаритный размер электродвигателя;

 = 100 мм – расстояние между двигателем и барабаном, необходимое для монтажа.

Условие компоновки выполняется.

2.10.Выбор соединительных муфт

Быстроходный вал

Для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП.

Расчетный крутящий момент на муфте для быстроходного вала определим по формуле

Мр.м.б. = К123ст.дв = 1,4*1,3*1*219 = 398 Н*м

где К1 = 1,4 – коэффициент ответственности передачи;

К2 = 1,3 – коэффициент условий работы;

К3 = 1 – коэффициент углового смещения;

Мст.дв. – крутящий момент от внешней нагрузки на быстроходном валу редуктора.
Подбираем типоразмер муфты МУВП-6.

Наибольший крутящий момент, передаваемый муфтой – 700 Н*м.

Диаметр тормозного шкива - 300 мм.

Тихоходный вал

Для соединения вала барабана и тихоходного вала редуктора выбираем зубчатую муфту встроенную в барабан. Такая муфта является выходным концом редуктора Ц3У-250.

Делительный диаметр зубчатого венца = dз.в. = 240 мм.
2.11.Выбор тормоза

Наибольшее применение в грузоподъемных машинах получили стопорные нормально замкнутые автоматические колодочные тормоза. При отключенном электропитании такой тормоз всегда находится в замкнутом состоянии. Если же механизм работает, то на это время тормоз размыкается, но вновь автоматически замыкается при отключении электродвигателя от сети.

Тормоз размещаем на быстроходном валу редуктора. По рекомендациям [1] выбираем тип тормоза ТКТ. Расчетный тормозной момент определим по формуле

Мт = Кт * Мст.т. = 1,5 * 159 = 238 Н*м

где Кт = 1,5 – коэффициент запаса торможения [1];

Мст.т. – статический момент сопротивления при торможении, создаваемый весом номинального груза на быстроходном валу.
Выбираем типоразмер тормоза ТКТ-300.

Диаметр тормозного шкива - 300 мм.

Номинальный тормозной момент - Мт.н. = 240 Н*м.
2.12.Проверка электродвигателя на время его разгона

В соответствии с указаниями в [1] расчет времени разгона для электродвигателя с фазным ротором не проводится.
2.13.Определение коэффициента пусковой перегрузки электродвигателя

В соответствии с указаниями в [1] расчет коэффициента пусковой перегрузки для электродвигателя с фазным ротором не проводится.
2.14.Проверка времени торможения механизма подъема груза

Продолжительность срабатывания тормоза проверяют при движении груза вниз. Время торможения определяем по формуле
где - приведенный к быстроходному валу маховой момент механизма и груза;


где К = 1,25 – коэффициент, учитывающий массы, вращающиеся на отдаленных от электродвигателя валах;

= 10,7 Н*м2 – маховый момент ротора электродвигателя;

= 16 Н*м – маховый момент муфты, соединяющей вал электродвигателя с редуктором;

Vгр = 10 м/мин – скорость подъема груза;

Среднее замедление при торможении


3.Расчет механизма передвижения башенного крана

3.1.Определение диаметра ходовых колес крана

Максимальное вертикальное усилие, приходящееся на одно ходовое колесо крана определим по формуле
где Qкр – масса крана, т;

z = 8 – число опорных колес крана;

К1=1,1 – коэффициент неравномерности нагружения колес;

К2 = 1,1 – коэффициент перегрузки.

Массу крана определим по формуле
По усилию подбираем диаметр ходовых колес крана Dк = 320 мм. Диаметр цапфы под подшипник dп = 55 мм.
3.2.Определение статического сопротивления передвижению крана

Статическое сопротивление передвижению крана определим по формуле

Wст = Wтр + Wу + Wв = 6,3 + 6, 5 + 12,6 = 25,4 кН

где Wтр – сопротивление от сил трения;

Wу – сопротивление уклона рельсового пути;

Wв – сопротивление от ветровой нагрузки.

Сопротивление от сил трения определим по формуле


где f = 0,015 – приведенный коэффициент трения в подшипниках колес;

 = 0,3 мм – коэффициент трения качения колеса по рельсу;

Кр = 1,1 – коэффициент, учитывающий дополнительное сопротивление от скольжения реборд колес по головке рельса при перекосах крана.

Сопротивление от уклона рельсового пути

Wу = ?*(Qкр + Qгр ) * g = 0,005*(122 + 10) * 9,81 = 6,5 кН

где ? – продольный уклон рельсового пути.

Сопротивление от ветровой нагрузки.
где Fкр – площадь крана, воспринимающая ветровую нагрузку;

Fгр – площадь груза, воспринимающая ветровую нагрузку;

Рв – распределенная ветровая нагрузка

Площадь крана, воспринимающего ветровую нагрузку определим по формуле

Fкр =0,2*( Н * 1,5 + R * 1) = 0,2*(19 * 1,5 + 24*1) = 10,6 м2

Площадь груза, воспринимающего ветровую нагрузку
Распределенная ветровая нагрузка

Рв = q0 * n * c *  = 150 * 1,5 * 2 * 1,8 = 610 Па

где q0 = 150 Па – скоростной напор ветра на высоте 10 м;

n = 1,5 – поправочный коэффициент, учитывающий высоту крана;

с = 2 – коэффициент. учитывающий аэродинамические качества конструкции (уголки и трубы);

 = 1,8 – коэффициент, учитывающий пульсирующий характер ветровой нагрузки.
3.3.Определение сил сопротивления передвижению крана

с учетом сил инерции

Силы сопротивления движению крана с учетом сил инерции определим по формуле

Wмакс = Wст + Wин + Wр = 25,4 + 9,2 + 0,6 = 35,2 кН

где Wин – сила инерции движущихся масс крана и вращающихся масс механизма;

Wр – дополнительное сопротивление, вызываемое раскачиванием груза на гибкой подвеске.

Силу инерции движущихся масс крана и вращающихся масс механизма определим по формуле
где  = 1,25 – коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся частей механизма;

tр = (3…8) с – время разгона.

дополнительное сопротивление вызываемое раскачиванием груза на гибкой подвеске.

Дополнительное сопротивление, вызываемое раскачиванием груза на гибкой подвеске.

3.4. Выбор электродвигателя для механизма передвижения крана

Потребная статическая мощность электродвигателя механизма передвижения крана
где Zм = 2 –число механизмов передвижения;

м = 0,9 – к.п.д. механизма передвижения.

Потребная пусковая мощность электродвигателя механизма передвижения крана
Коэффициент фактической пусковой перегрузки электродвигателя
Подбираем по Приложению 3 [1] асинхронный электродвигатель с фазным ротором МТF 112-6.

Мощность электродвигателя – Nэл = 5,8 кВт.

Частота вращения – nэл = 915 об/мин.

Максимальный крутящий момент - М = 140 Н*м.

Номинальный крутящий момент электродвигателя
Коэффициент пусковой перегрузки
Условие  = 2,3  ф = 1,4 выполняется.

Для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП.

Расчетный крутящий момент на муфте для быстроходного вала определим по формуле

Мр.м.б. = К123ст.дв = 1,4*1,3*1*49 = 89 Н*м

где К1 = 1,4 – коэффициент ответственности передачи;

К2 = 1,3 – коэффициент условий работы;

К3 = 1 – коэффициент углового смещения;

Мст.дв. – крутящий момент от внешней нагрузки на быстроходном валу редуктора.
Подбираем типоразмер муфты МУВП.

Наибольший крутящий момент, передаваемый муфтой – 125 Н*м.

Диаметр тормозного шкива - 120 мм.

Уточним время разгона
где - маховой момент механизма передвижения, приведенный к быстроходному валу.


Ми – избыточный момент, создаваемый электродвигателем в период разгона механизма.

Ми = Мср.п. – Мст.дв. = 96 – 61 = 35 Н*м

где Мср.п. – среднепусковой момент двигателя

Мср.п. = 1,6 * Мн = 1,6*60 = 96 Н*м

где iм – передаточное число механизма
где nк – частота вращения приводного колеса.


Ускорение при разгоне


3.5. Выбор редуктора для механизма передвижения

Механизм передвижения состоит из двухступенчатого цилиндрического редуктора и открытой цилиндрической зубчатой передачи.

Принимаем передаточное число открытой зубчатой передачи

iз.п. = 2,8

Тогда передаточное число редуктора определим по формуле
Принимаем iред = 16

Расчетный эквивалентный крутящий момент на тихоходном валу редуктора определим по формуле

Мэ = Кд * Мст.т = 0,45 * 755 = 340 Н*м

где Мст.т. – статический крутящий момент на тихоходном валу редуктора
где з.п. = 0,96 – к.п.д. открытой зубчатой передачи.

Подбираем двухступенчатый цилиндрический редуктор Ц2У-125-. [2]

Передаточное число редуктора - iред. = 16.

Крутящий момент на тихоходном

валу редуктора - Мт = Мнд = 500*1,6 = 800 Н*м

где Кд = 1,6 – повышающий коэффициент для режима работы 3М;

Мн = 500 Н*м – номинальный крутящий момент на тихоходном валу редуктора.

Условие Мэ = 340 Н*м ? Мт = 800 Н*м выполняется.

3.6. Выбор тормоза для механизма передвижения крана

Определим максимальное сопротивление передвижению крана при трогании с места без учета массы груза.

Wмакс = Wтр + Wу + Wв + Wин = 5,9 + 6 + 6,4 + 10,8 = 29,1 кН

где


Wу = ? * Qкр * g = 0,005*122 * 9,81 = 6 кН


Определим силу сцепления колес с рельсами

Wсц = Gсц * сц = 598 * 0,12 = 72 кН

где сц = 0,12 – коэффициент сцепления колес с рельсами;

Gсц – сцепной вес крана.
где Zв = 4 – число ведущих колес;

Z = 8 – общее число колес.

Определим запас сцепления приводных колес с рельсами
Запас сцепления лостаточен.

Определим необходимый тормозной момент.

Мт = Мизб – Мсопр.дв = 224 – 70 = 154 Н*м

где Мизб – избыточный момент создаваемый тормозом одного механизма передвижения.
где tт – время торможения.
где jср = 0,45 м/с2 – среднее ускорение при торможении.

Мсопр.дв – момент сопротивления на валу электродвигателя при торможении.
Подбираем тормоз для механизма передвижения из условия

Мт.н.  Мт

Подбираем тормоз ТКТ-200.

Диаметр тормозного шкива - 200 мм.

Номинальный тормозной момент - Мт.н. = 160 Н*м.
3.7. Размеры открытой зубчатой передачи

Размеры открытой зубчатой передачи механизма передвижения определяем из условия геометрической компоновки.

Числа зубьев колес:

- шестерня - z1 = 11;

- колесо - z2 = 31;

- паразитное колесо - z3 = 21.

Модуль передачи - m = 10 мм;

Делительные диаметры колес:

- шестерня - d1 = m * z1 = 10 * 11 = 110 мм;

- колесо - d2 = m * z2 = 10 * 31 = 310 мм;

- паразитное колесо - d3 = m * z3 = 10 * 21 = 210 мм.

Выводы

В результате расчетов в курсовом проекте выбран тип башенного крана, рассчитаны механизм подъема груза и механизм передвижения крана. Расчеты проведены в соответствии с рекомендациями специальной и методической литературы
Литература

1. Черкасов А.Н. Грузоподъемные машины. Учебное пособие. М.: РГОТУПС, 2001.

2.Подъемно-транспортные машины. Атлас конструкций /Под ред. М.П. Александрова и Д.Н. Решетова. – М.: Машиностроение, 1987.

3.Вансон А.А. Строительные краны. М.: Машиностроение, 1969.

4.Невзоров Л.А. и др. Башенные краны. Учебник для профтехучилищ. М.: Высшая школа.1976.

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