Проектирование консольного поворотного крана на неподвижной колонне - курсовая работа

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Тульский государственный университет»

Кафедра «подъемно-транспортные машины и оборудование»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по дисциплине «ПТ и ПМ»

«Проектирование консольного поворотного крана на неподвижной колонне»

Тула 2008

Содержание:

Введение

1. Режимы работы ГПМ

2. Расчет механизма подъема

3. Расчет механизма поворота крана

4 Расчёт приводной тележки электротали

Список литературы

Приложение

Введение

Грузоподъёмные и транспортирующие машины являются неотъемлемой частью совершенного производства, так как с их помощью осуществляется механизация основных технологических процессов и вспомогательных работ. В поточных и автоматизированных линиях роль подъёмно - транспортных машин возросла, и они стали органической частью технологического оборудования, а влияние их на технико-экономические показатели предприятия стало весьма существенным.

Увеличение производительности и улучшение технико-экономических показателей подъёмно - транспортных машин, повышение их прочности, надёжности и долговечности неразрывно связано с применением новейших методов расчёта и конструирования.

Современное производство грузоподъёмных машин основывается на создание блочных и унифицированных конструкций. Применение блочных конструкций позволяют выпускать узел механизмов в законченном виде, что приводит отдельных цехов и заводов.

Применение блочных конструкций позволяет легко отделить от машины узел, требующий ремонта, без разборки смежных узлов.

Принцип унификации и блочности создаёт основу для серийного производства подъёмно - транспортных машин.

Грузоподъёмные машины по назначению и конструктивному исполнению весьма разнообразны.

В данном курсовом проекте рассмотрен поворотный кран-стрела с электроталью.

Данный вид крана широко используется на машиностроительных предприятиях для разгрузки и погрузки, передачи изделий с одной технологической операции на другую и многое другое.

Исходные данные:

Стреловой полуповоротный кран. , , , коэффициент использования крана по времени – 0.4.

1. Режимы работы ГПМ

1. Тип ГПМ стреловой полноповоротный кран. Срок службы 15 лет, число рабочих смен в сутки - 1, продолжительность рабочей смены – 7 часов. Характер обрабатываемых грузов – штучные грузы.

2. График загрузки механизма во времени.

График использования механизма по времени.

Класс использования зависит от общего времени работы механизма за весь срок его службы.

Время работы механизма:

, (1.1)

где - коэффициент использования механизма (крана) во времени,

- число рабочих смен в сутки,

- продолжительность работы смены,

- количество дней работы крана за год,

- срок службы крана лет.

.

В соответствии с таблицей 1.3 [1] класс использования данного механизма А4.

Класс нагружения характеризуется коэффициентом нагружения, который вычисляется по формуле:

, (1.2)

где - номинальная грузоподъёмность крана т,

- продолжительность времени работы крана с грузом час,

- суммарное время работы крана % час.

В соответствии с таблицей 1.4 [1] класс нагружения В1 (работа при нагрузках значительно меньших номинальных и в редких случаях номинальных).

В соответствии с таблицей 1.2 [1] класс использования 3М .

Режим работы механизма по ГОСТ 25835-83 – Т.

2. Расчёт механизма подъёма груза

В качестве механизма подъема используется электроталь. Они предназначены для выполнения погрузочно-разгрузочных работ. Перемещаются по нижней полке двутаврового монорельса. Электротали выполняют грузоподъемностью 0,25; 0,5; 1; 2; 3; 5; 8 тон.

Рис. Электроталь

Общий расчёт механизма подъёма груза включает выбор крюковой подвески, полиспаста, двигателя, редуктора, муфт, тормоза; выбор и расчёт каната, расчёт барабана и крепления концов каната.

Исходные данные: , , , , срок службы - 15 лет.

2.1 Выбор кинематической схемы механизма

Кинематическая схема механизма подъёма груза.

Схема подвески груза выбирается в зависимости от типа крана, его грузоподъемности, высоты подъема груза, типа подвесного грузозахватного устройства и кратности полиспаста.

Используя табл. 2.1[1], выбираю – тип полиспаста сдвоенный.

Кратность полиспаста

, (2.1)

где - число ветвей на которых висит груз,

- число ветвей каната навиваемых на барабан.

Для кранов стрелового типа при грузоподъемности от 2000 до 6000 кг кратность полиспаста i _П = 2. Учитывая тип крана и необходимость обеспечения подъема груза без раскачивания и равномерного нагружения всех сборочных единиц механизма подъема принимаем подвеску груза через одинарный полиспаст и изображаем схему подвески груза на рис. 1.1.

Рис. 1.1 Схема механизма подъёма

1 – электродвигатель;

2 – тормоз,

3 – редуктор,

4 – муфта,

5 – барабан;

6 – крюковая подвеска.

2.2 Выбор каната

Усилие в канате набегающем на барабан при подъёме груза:

, (2.2)

где - номинальная грузоподъёмность крана,

- число полиспастов в системе

- кратность полиспаста,

- общий КПД полиспаста и обводных блоков,

; 2.3)

- кпд полиспаста,

- кпд обводных блоков.

, (2.4)

табл. 2.1[2],

,

, где z число обводных блоков,

,

,

.

2.2.1 Расчёт канатов на прочность

Расчёт стальных канатов на прочность производиться согласно правилам Госгортехнадзора. Расчётное разрывное усилие каната: произведение максимального усилия в канате на коэффициент запаса прочности не должно превышать разрывного усилия каната в целом: , в соответствии с классом использования 3М табл.2.3 [2],

(2.5)

Выбор типа каната. Выбираю шестипрядный стальной канат двойной свивки с органическим сердечником тип ЛК-Р о.с. ГОСТ 2688-80.

Диаметр каната13,0 мм , Расчётная площадь сечения проволок 61 , ориентировочная масса 1000м смазанного каната 596,6 кг , маркировочная группа 1764 Мпа. разрывное усилие

2.2.2 Проверка типоразмера каната

- должно выполняться соотношение между диаметром выбранного каната и диаметром блока крюковой подвески:

. (2.6)

,

по табл.2.7 [2],

.

- фактический коэффициент запаса прочности каната не должен превышать табличного:

Данные условия выполняются.

2.3 Выбор крюковой подвески

Используя приложение 1 [1], выбираю крюковую подвеску:

ГОСТ 24.191.08-81 Типоразмер по стандарту 1-5-406, , , , , , В=138мм , , , , , , , , масса 47,8кг, , режим работы Т, диаметр каната .

Рис. 1.2 Крюковая подвеска

2.4 Определение основных размеров сборочной единицы «Установка барабана»

Схема установки барабана.

Выбираю тип установки барабана, предназначенного для одинарного полиспаста.

Диаметр барабана , измеряемый по средней линии навитого каната, принимаем на 15%, меньше чем .

Принимаю диаметр барабана ,

Определение диаметра барабана по дну канавок:

,

,

Уточнённый диаметр барабана .

Определение диаметра максимальной окружности описываемой максимальной точкой установки барабана, ,

.

Определение длины барабана:

, (2.7)

где - длина нарезного участка, ,

,

- число рабочих витков для навивки половины полной рабочей длины каната,

, (2.8)

- число неприкосновенных витков, требуемых правилами ГГТН для разгрузки деталей крепления каната на барабане, ,

- число витков для крепления конца каната, ,

.

Длина гладкого концевого участка, необходимого для закрепления заготовки барабана в станке при нарезании канавок определяется:

.

Длина барабана:

Определение высоты оси барабана относительно основания вершины опоры: , ,

Определение толщины стенки барабана. Толщина стенки литого чугунного барабана должна быть не менее ,

Принимаю толщину стенки барабана

Проверку стенки барабана от совместного сжатия, изгиба и кручения выполняют, если l_б ≥3D в нашей работе , значит, проверка не требуется.

2.4.1 Расчет крепления каната к барабану

Принимаем конструкцию крепления каната к барабану прижимной планкой, имеющей трапециевидные канавки. Канат удерживается от перемещения силой трения, возникающей от зажатия его между планкой и барабаном двумя болтами.

Натяжение каната перед прижимной планкой:

где е=2,72

φ=0,1…0,16 – коэффициент трения между канатом и барабаном, принимаем φ=0,15;

α – угол обхвата канатом барабана, принимаем α=4π

Усилие растяжения в каждом болте:

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

d₁ – внутренний диаметр болта М12, изготовленного из стали Ст.3;

l=26 мм – длина болта от барабана до гайки.

n – коэффициент запаса надежности крепления каната к барабану, n≥1.5;

принимаем n=1.5; z=2 – количество болтов.

усилие изгибающее болты:

2.5 Выбор двигателя

2.5.1 Определение максимальной статической мощности:

, (2.10)

где - предварительное значение КПД механизма, ,

.

2.5.2 Выбор серии двигателя

Номинальную мощность двигателя можно принять равной или на 20-30% меньше статической мощности

По таблице III.3.7 [2] выбираю – крановый электродвигатель серии MTK 111-6 с короткозамкнутым ротором 50Гц 220/380В , имеющего при ПВ=15% мощность 4,5кВт и частоту вращения 825 , максимальный пусковой момент , момент инерции ротора , масса электродвигателя 70кг .

2.5.3 Выбор типа редуктора

Скорость наматывания каната на барабан:

Определение частоты вращения барабана:

, , (2.11)

Общее передаточное число привода механизма:

, ,

Для редукторов, расчётная мощность на быстроходном валу равна:

, (2.12)

где - коэффициент, учитывающий условия работы редуктора,

- наибольшая мощность, передаваемая редуктором при нормально протекающем процессе работы механизма.

Редуктор типа ЦЗУ-200, для него табл. П.5.10 [1],

.

Выбираю по табл.П.5.8 [1] цилиндрический трехступенчатый редуктор типа ЦЗУ-200. Техническая характеристика:

, , ,

L=775мм, L₁ =650 мм, l=236 мм, A=580 мм, H=425 мм, B=250 мм, , , d_тих =70 мм, d_быст =25 мм.

Крутящий момент на входе в редуктор:

2.5.4 Выбор соединительной муфты

Расчётный момент муфты:

, (2.13)

где - номинальный момент, передаваемый муфтой,

- коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма, 1.3

- коэффициент, учитывающий режим работы механизма, 1.3,

Момент статического сопротивления, в период пуска с учётом того, что на барабан навивается две ветви каната, определяется по формуле:

, (2.14)

где - усилие в грузоподъёмном канате,

- число полиспастов в системе,

- диаметр барабана лебёдки подъёма,

- общее передаточное число привода механизма,

- КПД барабана, 0.95 табл. 1.18 [2]

- КПД привода барабана, табл. 0.96 5.1 [2].

,

Номинальный момент, передаваемый муфтой, принимается равным моменту статического сопротивления .

.

Определение номинального момента на валу двигателя:

, (2.16)

По табл. 3.5.1 [2], подбираю муфту: ГОСТ 20761-80, .

2.5.5 Выбор тормоза

Рис. Расчетная схема тормоза.

Момент статического сопротивления на валу двигателя при торможении механизма определяется:

, (2.17)

где - общее передаточное число между тормозным валом и валом барабана,

По правилам Госгортехнадзора момент, создаваемый тормозом, выбирается из условия:

, (2.18)

где - коэффициент запаса торможения, 2.0 табл. 2.9 [2],

По таблице 3.5.12 [2], выбираю тормоз ТКТ-300, имеющего характеристики: диаметр тормозного шкива 300мм , Наибольший тормозной момент 500 , масса тормоза, 84кг .

2.5.6 Проверка двигателя на время пуска

У механизма подъёма груза фактическое время пуска при подъёме груза:

, (2.19)

где - средний пусковой момент двигателя,

- момент статического сопротивления на валу двигателя при пуске,

- частота вращения вала двигателя,

- коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс привода механизма (кроме ротора двигателя и муфты), 1.36 [2],

- момент инерции ротора двигателя,

- масса груза,

- КПД механизма.

Для двигателей фазным ротором:

, (2.20)

, , 1.89 [2],

,

Фактическая частота вращения барабана:

,

Фактическая скорость подъёма груза:

(2.21)

Время пуска, должно соответствовать значениям, приведённым в таблице 1.19 [2], для механизма подъёма при скоростях более 0.2 время пуска должно составлять 1…2с.

У механизма подъёма груза фактическое время торможения при опускания груза:

, (2.22)

,

Время торможения механизма, должно соответствовать значениям, приведённым в таблице 1.19 [2], для механизма подъёма при скоростях более 0.2 время торможения должно составлять не более 1.5с.

Определение ускорения механизма при пуске механизма:

, (2.23)

,

Проверка ускорения производиться по таблице 1.25 [2], наибольшие допускаемые ускорения механизмов подъёма составляют 0.2..0.6 .

3. Механизм поворота крана

Выбор и расчет колонны.

вес тали: 4,9 кН

Вес поворотной части крана Т_лов =m_уд *Q*L

m_уд – удельная металлоёмкость =0,25Т/(Тм)

Т_лов =0,25*2,5*6=3,75

С_лов =3,75*9,8=36,75 кН

М₄ =(G_T +G)(G_пов -G_т )*1,8=176,4+57,33=233,73

Диаметр колонны

В качестве материала для колонны выбираем сталь 20, для которой [G]=40

принимаем D_к =0,5м

Выбор и расчет зубчатой передачи.

Принимаем модуль з.п.т.=5, число зубьев ведущей шестерни z=8,тогда диаметр делительной окружности D=40*22.75=910мм

число зубьев венца:182

Межцентровое расстояние R_н =1/2(D_B +D_m )=475мм

Расчет механизма поворота.

Определим действующие нагрузки и реакции в опорах:

1. Вертикальная реакция:

V=Q+G =4000кг =4т

Расчетная нагрузка на подшипник:

Q_p =k*V=1.4*5000=7000кг

где к- коэф. безопасности

По расчетной нагрузке(ГОСТ 6874,75)выбираем упорный шарикоподшипник 8216 с допускаемой статической грузоподъемностью Q=7990кг, внутренним диаметром d=40мм, наружным диаметром D=125мм.

2. Горизонтальная реакция:

Горизонтальную реакцию H определяем из равенства суммы моментов всех действующих сил относительно точки В.

H= QA+GC

Расчетная нагрузка на подшипник:

По расчетной нагрузке на подшипник выбираем однорядный подшипник статической грузоподъемностью 11,1 т внутренним диаметром d=95мм, наружным диаметром D=200мм, высотой В=45мм.

3. Общий статический момент:

Общий статический момент сопротивлению равен сумме моментов сил действующих на кран:

где: -сумма моментов сил трения в подшипниках опор,

=М_тр (d1)+M_тр (d2)+ M_тр (d3)

Момент сил трения в верхнем подшипнике

М_тр (d1)=Нf*d1/2=7500*0.015*0.1475/2=8.3 кг*м

где: f=0.015...0.02- приведенный коэф. трения шарикоподшипника.

d1=0.1475м- средний диаметр подшипника

Момент сил трения в упорном подшипнике:

M_тр (d3) = Vf*d3/2=5000*0,015*0,054/2=2,025кг*м

Момент сил трения в нижнем радиальном подшипнике:

т.к. d1=d2, то М_тр (d2)=Нf*d2/2=8,3кг*м

Момент сил, возникающих от наклона крана:

М_у (QF+G_c )*sin a=(2.5*6+2.5*1.5)0.02=0.375м

где а- угол наклона, принимаем а=1

Общий статический момент:

=8,3+8,3+2,025+375=393,6 кг*м

4. Момент сил инерции, при пуске привода:

где: I_в - суммарный момент инерции масс груза, крана, механизма поворота, приведенной к оси вращения крана.

I_в =δ(I_тр +I_кр )= 1,2(9172,8+573,3)=11695кг*м*с²

I_тр = m_гр* А² =254,8*6² =9172,8 кг*м*с²

I_кр = m_кр* ε² = 254,8*1,5² =573,3 кг*м*с²

m_кр =G_кр /s =2500/9,81=254,8 кг*с*м*с²

ω_к - угловая скорость поворота

ω_к = π*n_кр /30= 3,14*1/30=0,105 рад/с

Расчетная мощность двигателя

где ψ_ср =1,5....1,8- средний коэф. перегрузки асинхронных двигателей с фазным ротором принимаем 1,65

По каталогу выбираем электродвигатель МТF 112-6 мощностью N=1,7 кВт при ПВ= 25%, n=910 мин^-1 , М_{и мах} =4кг*с*м, I_р = 0,00216 кг*с*м*с² =0,021кг*м²

Общее передаточное число механизма поворота:

V_об =n/n_кр =910/1 =910

Принимаем передаточное число зубчатой передачи V_в =20, тогда передаточное число червячного редуктора

Выбираем стандартный редуктор РУУ- 160-40 и уточняем V_в

V_в =910/40=22.75

Проверку выбранного двигателя по условиям нагрева выполняем с использованием метода номинального режима работы.

Суммарный момент статического сопротивления повороту приведенный к валу двигателя:

Номинальный момент выбранного двигателя:

Коэф. загрузки двигателя при установившемся режиме:

При α=0,28 находим относительное время пуска t=1,2. Определяем время разгона привода при повороте крана с номинальным грузом:

где : Inp- суммарный момент инерции вращающихся масс механизма поворота крана, массы груза и массы вращающейся части крана, приведённый к валу двигателя

где:

I_мех - момент инерции вращающихся масс механизма поворота крана

I_гр - момент инерции массы груза, приведённой к валу двигателя

I _кр = момент инерции массы вращающейся части крана, приведенной к валу двигателя.

Тогда:

Время разгона привода:

Ускорение конца стрелы при пуске :

Время рабочей операции при среднем угле поворота а = 90° (1/4 оборота)

Определяем отношение

Находим

Необходимая мощность:

Эквивалентная мощность:

Номинальная мощность:

Следовательно, выбранный электродвигатель MTF 112-6

удовлетворяет условиям нагрева.

При перегрузке двигатель должен удовлетворять условию нагрева:

где:

М_л и М_н - пусковой и номинальный моменты двигателя.

Пусковой момент:

где:

М'_ст - суммарный статический момент сопротивления вращению

М_д динамический момент от вращательно движущихся масс механизма и крана

М_д - динамический момент от вращательно движущейся массы груза

тогда

Коэффициент перегрузки двигателя при пуске

Определение максимальной нагрузки в упругих связях механизма

поворота.

Максимальный момент в упругой связи в период пуска:

где :

- статический момент сопротивления повороту, приведённый к валу двигателя.

Коэффициент динамичности:

Определение тормозного момента и выбор тормоза. Принимаем время торможения t_r = 6с,

Линейное замедление конца стрелы : а = ε_т -А = 0,021-6 = 0,105м/с²

Тормозной момент:

Тогда

Выбираем двух колодочный тормоз ТКТ - 200/100 с тормозным моментом Мт = 4 кгс-м, который обеспечивает торможение крана за более короткое время. Следовательно, его нужно отрегулировать на нужный тормозной момент.

Расчёт муфты предельного момента

Максимальный крутящий момент:

где:

М_п = 2,02 - пусковой момент

V_p = 40 - передаточное число редуктора

η_p = 0,8 . к.п.д. червячной пары

Рис Расчётная схема фрикциона

Расчётный момент фрикциона:

M_p = R-M_max = 11,6 кгс*м

где: R = 1,2..1,4 - коэффициент расчётной силы динамической нагрузки при работе червячной пары.

Руководствуясь ориентировочными данными по расчёту червячных передач, принимаем средний диаметр D = 300мм, угол при вершине β=16° Необходимое усилие пружины:

где: f- коэффициент трения бронзы по стали в условиях смазки f = 0,06 Предельное усилие пружины:

Р_предел = (1,3..1,6)р = 1,3-600 = 780 кгс

Коэффициент 1,3... 1,6 учитывает возможные изменения величины

момента при регулировках.

Диметр прутка пружины рассчитываем на кручение :

где:

R =1,4 - коэффициент кривизны витка, зависящий от отношения диаметра витка пружины к диаметру прутка.

- отношение среднего диаметра пружины к диаметру прутка.

Средний диаметр пружины:

Рабочая длина пружины:

Наименьший допустимый зазор между витками пружины:

Число рабочих витков пружины:

где: t = d + s = 14,5мм - шаг ненагруженной пружины.

Предельная длина пружины:

Определяем усадку пружины при её нагружении из соотношения :

Длина пружины в рабочем состоянии :

Наибольший и наименьший диаметры конусов:

Давление на рабочей поверхности конуса:

4. Расчёт приводной тележки электротали

Имеются два редуктора - правый и левый, соединённых между собой тремя стяжками. На правом редукторе, являющимся ведущим, закреплён электродвигатель механизма передвижения. Колёса тележки установлены на выходных валах редукторов. Приводная и холостая тележка присоединены шарнирно к траверсе, образуя механизм передвижения тали.

Полное сопротивление передвижению электротали, складываются из сопротивлений от трения при движении и от уклона пути. Груз перемещается электроталью по двутавровой балке на расстояние см. Допустимый местный уклон, отношение стрелы прогиба к расстоянию между двумя опорами d = 0,003

Сопротивление движению от трения

Go = 470 кгс - вес электротали

Dk = 17,5 см - диаметр ходового колеса

d = 4 см - диаметр цапфы

μ = 0,04 см

f = 0,015 - коэффициент трения в шарикоподшипниках опоры

Rτ = 2,5...3 - коэффициент учитывающий дополнительные

сопротивления от трения реборд и торуов ступени ходовых колёс.

Сопротивление движению от уклона пути:

Статическая мощность для перемещения тележки с грузом

η_m = 0,85 - кпд передачи при полной нагрузке

Принимаем электродвигатель типа АОЛ - 22 - 4мощностью N = 0,4 кВт

n = 1410 мин^-1 ω = 147,6 рад/с

Mmax/Мн = 2,2 J₁ = 0,000201 кгс • м • с²

Частота вращения ходового колеса:

Передаточное число редуктора:

Фактическое передаточное число редуктора:

Фактическая скорость движения тележки:

Номинальный момент двигателя:

Статический момент при нагружение тележки:

Момент электродвигателя при пуске:

Максимальный момент электродвигателя при пуске принимают равным наибольшему значению, указанному в каталоге, с учётом падения напряжения в сети до 10%, т.е.

Средний момент электродвигателя при пуске:

Приведённый момент инерции тележки механизма передвижения с грузом:

где:

J _ш = 0,00005 кгс-м-с² - момент инерции шестерни, закреплённой на валу электродвигателя.

Время пуска двигателя:

Путь тележки с грузом за время её разгона:

Сила сопротивления передвижению электротали без груза:

Момент сопротивления передвижению электротали без груза:

Приведённый момент инерции механизма передвижения без груза:

Время пуска электродвигателя при незагруженной электротали:

Путь тележки без груза за время её разгона:

Среднее ускорение при пуске механизма передвижения с грузом и без груза:

Коэффициент запаса сцепления нагруженной электротали:

где:

С_ш =1835 кгс - суммарная сила давления двух приводных колёс на рельсы электротали с грузом

φ = 0,20 - коэффициент сцепления колеса с рельсом механизмов, работающих в закрытых помещениях

n_k - общее число колёс

n_пр - число приводных колёс

Список литературы

1. Курсовое проектирование грузоподъемных машин, под редакцией Казака С.А, 1989

2. Металлургические подъемно-транспортные машины: Методические указания к курсовому проектированию /Ю.В. Наварский. Екатеринбург: УГТУ, 2001. 84 с.

3. Подъемно-транспортные машины: Атлас конструкций: Учебное пособие для студентов втузов /В.П. Александров, Д.Н. Решетов, Б.А. Байков и др.; Под. ред. М.П. Александрова, Д.Н. Решетова.-2-е изд., перераб. и доп. – М: Машиностроение, 1987.-122 с., ил.