МинистерствоТранспорта Российской Федерации
МосковскаяГосударственная Академия Водного Транспорта
Кафедра«Портовые подъемно-транспортные машины и робототехника»
Курсовой проект
«Кранпортальный, грейферный Q=16 т, L=32 м»
по дисциплине
«Грузоподъёмныемашины и машины безрельсового транспорта»
Исполнитель:Попов И.С., группа П-8
Руководитель:Киселев В.А.
Москва 2010
Содержание
Введение
1. Анализ задания
2. Расчет механизма подъёма
2.1 Выбор схемы механизма подъёмногоустройства
2.2 Выбор каната
2.3 Определение диаметров блоков ибарабана
2.4 Выбор грузозахватного устройства
2.5 Определение статической мощностиэлектродвигателя
2.6 Выбор электродвигателя, проверка наперегрузочную способность
2.7 Выбор редуктора
2.8 Определение длины барабана
2.9 Расчет стенки барабана на прочность
2.10 Определение тормозного момента,выбор тормоза и соединительной муфты
2.11Выбор устройства безопасности механизма подъёма
3. Расчет механизма передвижения
3.1 Определение числа и размера ходовыхколес в одной балансирной тележке
3.2 Сопротивление передвижению крана напрямолинейном рельсовом пути
3.3 Суммарная статическая мощностьэлектродвигателей
3.4 Статическая мощность одногоэлектродвигателя
3.5 Выбор электродвигателя механизмапередвижения
3.6 Проверка электродвигателя надопустимую перегрузку
3.7 Общее передаточное число механизма
3.8 Выбор редуктора
3.9 Проверка ходовых колес на отсутствиебуксования
3.10 Определение тормозного момента ивыбор тормоза
3.11Выбор предохранительных и вспомогательных устройств
4. Расчет механизма поворота
4.1 Определение момента силсопротивления повороту
4.2 Определение потребной мощностиэлектродвигателя
4.3 Проверка двигателя накратковременную допустимую перегрузку
4.4 Выбор редуктора и муфты предельногомомента
4.5 Расчет многодисковой муфтыпредельного момента
4.6 Определение тормозного момента,выбор и расчет тормоза
5. Расчет устойчивости крана
5.1 Определение грузовой устойчивостикрана
5.2 Определение собственной устойчивости
Заключение
Список литературы
Введение
Портальный кран –грузоподъёмная машина циклического действия с возвратно – поступательнымдвижением грузозахватного органа; служит для подъёма и перемещения грузов. Циклработы крана состоит из захвата груза, рабочего хода для перемещения груза иразгрузки, холостого хода для возврата порожнего грузозахватного устройства кместу приёма груза. Основная характеристика — грузоподъёмность, под которойпонимают наибольшую массу поднимаемого груза, причём в случае сменныхгрузозахватных устройств их масса включается в общую грузоподъёмность.
Портальные краныприменяют для перегрузочных работ в портах и на открытых складах, длястроительных (преимущественно гидротехнических) работ, а также для сборочно –монтажных работ в судостроении и при судоремонте (на берегу и на плавучихдоках). По характеру работы подразделяются на перегрузочные (крюковые,грейферные, реже магнитные) и монтажные. Особым типом перегрузочногопортального крана является высокопроизводительный, предназначенный дляразгрузки судов грейферно – бункерный кран с программным управлением, укоторого грейфер заполняет расположенный на портале бункер. Поворотная частькранов может устанавливаться на полупорталах (один рельс на стене здания), а наоткосных набережных — на треугольных подставках. Стреловые устройства, какправило, обеспечивают горизонтальное перемещение груза при изменении вылета.Грузоподъёмность грейферных кранов постоянная, а крюковых чаще переменная.Грузоподъёмность перегрузочных кранов от 5 до 40 то, а монтажных от 100 до 300т; вылет обычно 25—35 м и достигает 50—100 м (у судостроительных П. к.).Скорости движений перегрузочных кранов составляют: подъёма груза 60—90 м/мин,вращения 1,5—2 об/мин, передвижения крана (установочное движение) 30 м/мин;скорости монтажных кранов значительно меньше, чем перегрузочных.
1. Анализ задания
кранподъемный механизм перегрузочная
Сопоставление заданногокрана с известными аналогами.
У заданного крана ианалога равная грузоподъёмность, но скорость подъёма несколько превосходит,следовательно, для заданного крана потребуется более мощный двигатель.
В скорости передвижениязаданный кран проигрывает, а это значит, что наоборот двигатель потребуетсяменее мощный.
Частота вращения крананезначительно больше, чем у аналога. В связи с этим мы можем предположить, чтодвигатели имеют равные мощности.
В остальном,конструктивно и по параметрам краны совпадают, следовательно, по общимпараметрам, таким как масса и наветренная площадь кран будет полностьюсовпадать с аналогом.
2. Расчет механизмаподъёма
2.1 Выбор схемымеханизма подъёмного устройства
Поскольку крангрейферный с грузоподъёмностью превышающей 10 т, то единственно верным выборомстановиться схема четырехканатного грейфера:
В этом случае нагрузкана канат составит:
S=1,1 (g∙m_н)/(z_в∙з_нб)=1,1(9,81∙18)/(4∙〖0,98〗^3)=45,847 кН
Где,
g – ускорениесвободного падения, м/с^2;
m_н – грузоподъемностькрана нетто, масса номинального груза и съемного грузозахватного приспособления(грейфера), т;
z_в – число ветвей, накоторых подвешен грейфер (z_в=4 при Q =10т и более);
з_нб – КПД направляющихблоков (по 6, стр. 43, з_нб=0,98);
1,1 – коэффициент,учитывающий неравномерность загрузки лебедок.
2.2 Выбор каната
Коэффициент запаса прочности(коэффициент использования каната), зависит от назначения каната и режимаработы крана. Задаемся режимом работы механизма подъёма, исходя изгрузоподъёмности и того что кран работает в грейферном режиме принимаем М8, азначит коэффициент запаса (K_зп) по ПБ 10 –6 382 – 00 равен 9. Отсюда разрывноеусилие равно:
S_раз=S∙K_зп=45,847∙9=412,623 кН
В соответствии срекомендациями подбираем канат: 6Ч19+1ОС ГОСТ 2688 – 80 (по 4, стр. 246), спараметрами S_раз=475 кН, d_к=30,5 мм, 〖у〗_в=1372МПа (140 кгс/〖мм〗^2).
2.3 Определениедиаметров блоков и барабана
Диаметр барабана (D_б)по дну канавки:
D_б>d_к∙(h_1-1)=30,5∙(25-1)=732мм
Где, h_1 – коэффициент,зависящий от типа грузоподъёмной машины и режима её работы. (по 2, стр. 9,h_1=25).
Приводим к стандартномуD_б=750 мм (по ГОСТ 8032 – 84)
Диаметр (D_бл) блока:
D_бл≥d_к∙(h_2-1)=30,5(28-1)=823,5 мм
Где, h_2 – коэффициент,зависящий от типа грузоподъёмной машины и режима её работы. (по 2, стр. 9,h_2=28).
Приводим к стандартномуD_бл=830 мм (по ГОСТ 8032 – 84)
2.4 Выборгрузозахватного устройства
Т.к. грузоподъёмностьзаданного крана является не стандартной, то невозможно подобрать грейфер покаталогу, поэтому берется ближайший подходящий грейфер, в данном случае эточетырехканатный для песчано – гравийных грузов №2374Г с параметрами:
Далее производитьсяперерасчет параметров (массы и объёма) каталожного грейфера под нужнуюгрузоподъёмность: Масса грейфера:
m_гр=k∙m_н=0,4∙16=6,4т ≈6,5 т
Где, k – коэффициент,зависящий от свойств груза (средняя насыпная плотность песка г=1,75 т/м^3, чтосоответствует группе груза С3);
m_н – грузоподъемностьнетто (масса грейфера с номинальным грузом), т.
Требуемая вместимость вэтом случае, составит:
V= (m_н-m_гр)/(г∙k_v)=(16 -6,4 )/(1,6 1,25)=4,39 м^3≈4,4 м^3
Где, k_v – коэффициентнаполнения и уплотнения.
2.5 Определениестатической мощности электродвигателя
Для определения КПДмеханизма выясняем КПД всех его составляющих (по 6):
КПД полиспаста з_п=1;
КПД направляющих блоковз_нб=0,98;
КПД барабана з_б=0,98;
КПД редуктора з_р=0,96.
КПД подъёмногоустройства:
з=з_п∙з_нб∙з_б∙з_р=1∙〖0,98〗^3∙0,98∙0,96=0,885
Статическая мощностьэлектродвигателя грейферного крана:
N_ст=1,1∙(g∙m_н∙V_п)/(z_э∙з)=1,1∙(9,81∙16∙1,4)/(2∙0,885)=136,45 кВт
Где, V_п – скоростьподъёма груза;
z_э – количествоэлектродвигателей.
2.6 Выборэлектродвигателя, проверка на перегрузочную способность
Расчетная мощность:
N_рас=N_ст √(〖ПВ〗_р/〖ПВ〗_к)=136,45 ∙√((80%)/(60%))=157,6 кВт
По N_рас и по 〖ПВ〗_кподбираем двигатель серии МТН 713 – 10 с параметрами (по 3, стр. 246):
Скорость вращенияротора: n_д=586 об/мин;
КПД двигателя:з_д=0,91;
Максимальный вращающиймомент: M_(д_max)=7310 Нм;
Момент инерции роторадвигателя: I_р=15 кг∙м^2;
Масса двигателя:m_дв=1900 кг;
Мощность: N_н=160 кВт;
Кратность среднегопускового момента: л_п=1,6;
С коническими концамивалов.
Геометрическиепараметры двигателя МТН 713 – 10, мм
Номинальный моментдвигателя:
M_н=9550∙N_н/n_д=9550∙160/586=2608 Нм
Статический моментдвигателя:
M_ст=9550∙N_ст/n_д=9550∙(136,45 )/586=2224 Нм
Средний пусковой моментдвигателя:
M_п=л_п∙M_н=1,6∙2608=4172Нм
Предварительный выбормуфты:
По статическому моментуэлектродвигателя подбираем муфту (по 4, стр. 308) с параметрами:
Диаметр тормозногошкива: D_т=500 мм;
Момент инерции муфты:I_м=57,8 кг∙м^2;
Наибольший передаваемоймуфтой момент: M_м=8000 Нм;
Масса муфты: m_м=240кг;
Тормозной момент:M_т=5000 Нм.
Маховые моменты муфты иротора:
GD_м^2=4∙g∙I_м=4∙9,81∙28,6=2267Нм^2
GD_р^2=4∙g∙I_р=4∙9,81∙15=588,42Нм^2
Время разгона:
t_р=((9565∙Q∙V_п^2)/(n_д∙з∙z_э)+(1,2∙(GD_р^2+GD_м^2)∙n_д)/375)/(M_п-M_ст)
t_р=((9565∙18∙1^2)/(586∙0,91∙2)+(1,2∙(588,42^2+2267^2)∙586)/375)/(4172-2224)=2,897с
Принимаем времяразгона: t_р=3с
Динамический момент припуске:
M_дин=1/t_р((9565∙Q∙V_п^2)/(n_д∙з∙z_э)+(1,2∙(GD_р^2+GD_м^2)∙n_д)/375)
M_(дин=)=1/3((9565∙16∙1,4^2)/(586∙0,91∙2)+(1,2∙(588,42^2+2224^2)∙586)/375)=1948Нм
Максимальное значениемомента сопротивления на валу электродвигателя:
M_сmax=M_н+M_дин=2608+1948=4172Нм
Проверяем двигатель наперегрузочную способность:
M_сmax≤0,8∙M_дин
4172 Нм≤0,8∙7310Нм 4172 Нм≤5848 Нм
2.7 Выбор редуктора
Частота вращениябарабана:
n_бар= (60∙V_п∙i)/ (р∙(D_б+d_к))=(60∙1,4∙1)/(3,14∙(750 +30,5)∙10^(-3))=34,26об/мин
Где, i – кратностьполиспаста (для грейферного режима i=1).
Определяем общеепередаточное число механизма:
4172 Нм≤0,8∙7310Нм
4172 Нм≤5848 Нм
Вращающий момент набыстроходном валу редуктора:
M_Б=M_ст=2224 Нм
Вращающий момент натихоходном валу:
M_Т=M_б∙U_р∙з_р=2224∙20∙0,96=42700Нм
По режиму работы (ВТ) имоменту на тихоходном валу (M_Т=42,7 кНм), по 4, стр. 218 выбираем редуктор Ц2– 1000, с параметрами:
Передаточное числоредуктора: U_р=20, (расхождение с расчетным 3%);
Межосевое расстояние:a_щ=1000 мм.
Геометрическиепараметры редукторов Ц2 – 1000, мм
Геометрическиепараметры быстроходного конца вала редуктора Ц2 – 1000, мм
Геометрическиепараметры зубчатого тихоходного конца вала редуктора Ц2 – 1000, мм
Проверка по консольнойнагрузке:
Консольная нагрузка, Н:
F_к≈S=45,847 кН
Максимальная консольнаянагрузка на вал редуктора Ц2 (по 4, стр. 219):
F_(к max)=80 кН
F_к≤F_(к max)
45,847 кН≤80 кН
2.8 Определение длиныбарабана
Рабочее число витков:
Z_р=(H∙i)/(р∙(D_б+d_к))=(40∙1∙1000)/(р∙(750+30,5))=16,313
Принимаем Z_р=15
Шаг нарезки:
t=d_к+5=30,5+5=35,5 мм
По 4, стр. 262принимаем стандартный шаг нарезки:
t=35,34 мм
Число запасных витков:
Z_з=2
Число витков длязакрепления каната:
Z_к=3
Длина ненарезанногоучастка:
a=2∙t=2∙35,34=70,68мм
Длина нарезной части:
L_н=〖(Z〗_p+Z_3+Z_к)∙t=(15+3+2)∙35,34=706,8 мм
Округляем достандартной:
L_н=710 мм
Расстояние междунарезками:
b=200 мм
Длина барабана придвойной нарезке:
L=2∙L_н+2∙a+b=2∙710+2∙70,68+200=1761мм
L
1761 мм
Следовательно –пропорции барабана нормальные, расчет ведется только на сжатие.
2.9 Расчет стенкибарабана на прочность
Выбираем сталь 55Л (по3, стр 29 и 4 стр. 260), с параметрами:
Временное сопротивлениеразрыву: у_вр=600 МПа;
Предел текучести:у_т=350 МПа;
Допускаемые напряжениедля стали: [у]=140 МПа.
Толщина стенки барабанадолжна превышать диаметр барабана, следовательно принимаем: д_ст=31 мм
Напряжение сжатия:
у_сж=S/(д_ст∙t)=45847/(31∙35,34)=41,849МПа ≤140 МПа
2.10 Определениетормозного момента, выбор тормоза и соединительной муфты
Статический момент приторможении:
М_ст^т=(g∙〖10〗^3∙m_н∙з∙D_б)/(4∙i∙U_об=(9,81∙〖10〗^3∙16∙0,91∙750)/
(4∙1∙20)=1303Нм
Необходимый тормозноймомент:
M_т=k_з∙М_ст^т=1,25∙1303=1628Нм
Где,
k_з – коэффициентзапаса для грейферного крана (k_з=1,25).
Выбираем тормоз ТКГ –600М, тип толкателя ТГМ – 160 (по 4, стр. 284), с параметрами:
Оставляем муфтуподобранную в пункте 2.6, т.к. по всем параметрам включая тормозной момент идиаметр шкива она проходит.
2.11Выбор устройства безопасности механизма подъёма
Рычажные ограничителигрузоподъёмности срабатывают при повороте рычага 1 вокруг шарнира O поддействием усилия N на блок A, установленный на рычаге, от нажатия S грузовыхканатов, вызванных весом предельного груза.
В ограничителе наРис.2.12 портального крана предельное равновесие имеет место при Na=G_гр bc/dили при N_0 a_0=G_гр bc/d, когда канат касается блока E. В первом случаенатяжение S, вызывающее предельное значение Na, возрастает с уменьшением вылетаи угла обхвата блока A канатом, что соответствует криволинейной ветви графикадопустимой грузоподъёмности. Касание канатом блока E соответствует узловойточке графика грузоподъёмности; при дальнейшем уменьшении вылета угол обхватаблока A не изменяется и допустимая грузоподъёмность остается постоянной.
3. Расчет механизмапередвижения
3.1 Определение числа иразмера ходовых колес в одной балансирной тележке
Максимальная нагрузкана опору:
P_max=(g∙(m_кр+Q)∙k_нр)/Z_оп=(9,81∙(270+16)∙1,6)/4=1122 кН
Где,
k_нр – коэффициентнеравномерности распределения нагрузки (k_нр=1,6);
Z_оп – количество опоркрана.
Допускаемая нагрузка наколесо: [P_к]=200 кН
Число ходовых колес вбалансирной тележке:
Z_к≥P_max/([P_к])=1122/200=5,61
Принимаем число ходовыхколес Z_к=6
Из нагрузки 200 – 250кН на колесо, принимаем рельс КР70 (по 4, стр. 326) с параметрами:
Масса 1м рельса:m_рел=52,8 кг;
Площадь поперечногосечения рельса: s_рел=67,2 〖см〗^2.
Также принимаемдвухребордное колесо (по 4, стр. 314) с диаметром колеса D_к=600 мм.
Контактное напряжениемежду ободом колеса и плоской частью головки рельса:
у_к=340∙K_f∙√((K_д∙K_H∙p_k)/(b_k∙D_k))≤〖[у〗_кон]
Где:
K_f – коэффициент,учитывающий влияние касательной нагрузки (K_f=1,1 – для кранов на открытыхплощадках);
K_д – коэффициентдинамичности пары колесо – рельс;
K_д=1+a∙V_пр=1+0,25∙0,4=1,1
Где,
a – коэффициентжесткости кранового пути (а=0,25 – рельс на массивном фундаменте);
V_пр – номинальнаяскорость передвижения.
K_H – коэффициентнеравномерности распределения нагрузки по ширине рельса K_H=1,5 (при опираниикрана на балансирные тележки);
p_k – расчетнаянагрузка колеса на рельс, кН.
у_к=340∙1,1√((1,1∙1,5∙200)/(560∙100))=30,263 МПа≤700 МПа
Допускаемые контактныенапряжения при линейном контакте, принимаются по 4, стр. 318, и для стали 40ХНи режима 6М 〖[у〗_кон]=700МПа.
3.2 Сопротивлениепередвижению крана на прямолинейном рельсовом пути
Коэффициентсопротивления движению:
f_0=(м∙d/D_к +(2∙K)/D_к)∙C=(0,02∙100/560+(2∙0,5)/560)∙2,5=0,0014
Где,
м – коэффициент тренияскольжения в цапфах колес (м=0,02);
С – коэффициент, учитывающийдополнительные сопротивления в ребордах и ступицах колес при перекосах (С=2,5,для подшипников скольжения);
K – коэффициент трениякачения колеса (K=0.5).
Сопротивление трения:
W_т=g∙(m_кр+Q)∙f_0=9,81∙(270+16)∙0,0014=40,069кН
Суммарная площадь крана(площади снимались с чертежа общего вида при помощи программы AutoCAD 2010):
УA_н=A_н1+A_н2+A_н3+A_н4+A_н5+A_н6=14+10,5+30+39,5+4,8
+36=134,8 м^2
Где,
A_н1 – наветреннаяплощадь груза (A_гр=14 м^2, принимаем наветренную площадь грейфера);
A_н2 – наветреннаяплощадь хобота (A_х=10,5 м^2);
A_н3 – наветреннаяплощадь стрелы (A_с=30 м^2);
A_н4 – наветреннаяплощадь машинного отделения (A_мо=39,5 м^2);
A_н5 – наветреннаяплощадь противовеса (A_пр=4,8 м^2);
A_н6 – наветреннаяплощадь портала (A_пор=36 м^2).
Ветровая нагрузка накран:
F_вI=p_I∙УA_н=150∙(134,8+14)=20,22кН
Где,
p_I – распределеннаяветровая нагрузка на единицу расчетной наветренной площади (p_I=150 Па).
A_н1 – наветреннаяплощадь груза (A_н1=14 м^2)
A_н – наветреннаяплощадь крана (A_н=134,8 м^2)
Сила тяжести крана игруза с захватным устройством:
V=g∙(m_кр+Q)=9,81∙(270+16)=2805кН
Сопротивление,вызванное уклоном пути:
W_ук=V∙sinб=2805∙0,003=7,343кН
Где,
a – уклон пути,(a=0,15°).
Сопротивлениепередвижению крана на прямолинейном рельсовом пути:
W_п=W_т+F_вI+W_ук=40,069+20,22+7,343=67,632кН
3.3 Суммарнаястатическая мощность электродвигателей
КПД механизма:
з=з_р∙з_оп=0,846
Где,
з_р – КПД редуктора(з_р=0,94, для редуктора КЦ – 1);
з_оп – КПД открытойпередачи (з_оп=0,9).
Суммарная статическаямощность электродвигателей:
УN_ст=(W_п∙V_пр)/з=(67,632∙0,4)/0,846=31,977кВт
3.4 Статическаямощность одного электродвигателя
N_ст=(УN_ст)/Z_э=36,151/4=7,994 кВт
Где,
Z_э – числоэлектродвигателей.
3.5 Выборэлектродвигателя механизма передвижения
По N_рас и по 〖ПВ〗_кподбираем двигатель серии МТН 311 – 8 с параметрами (по 3, стр. 246):
Скорость вращенияротора: n_д=675 об/мин;
КПД двигателя:з_д=0,705;
Максимальный вращающиймомент: M_(д_max)=265 Нм;
Момент инерции роторадвигателя: I_р=0,275 кг∙м^2;
Масса двигателя:m_дв=170 кг;
Мощность: N_н=9 кВт;
С цилиндрическимиконцами валов.
Статический моментдвигателя:
M_ст=9550∙N_ст/n_д=9550∙9/675=113,104 Нм
По статическому моментуэлектродвигателя подбираем муфту (по 4, стр. 308) с параметрами:
Диаметр тормозногошкива: D_т=200 мм;
Момент инерции муфты:I_м=0,32 кг∙м^2;
Наибольший передаваемоймуфтой момент: M_м=500 Нм;
Масса муфты: m_м=18,5кг;
Тормозной момент:M_т=160 Нм.
Маховые моменты муфты иротора:
〖GD〗_м^2=4∙g∙I_м=4∙9,81∙0,32=12,553Нм^2
〖GD〗_р^2=4∙g∙I_р=4∙9,81∙0,275=10,788Нм^2
3.6 Проверкаэлектродвигателя на допустимую перегрузку
Принимаем времяразгона: t_пр=3 с
Динамический момент припуске:
M_дин=1/t_пр ((9565∙〖(m〗_кр+Q)∙V_пр^2)/(n_д∙з∙z_э)+(1,2∙
(〖GD〗_р^2+〖GD〗_м^2)∙n_д)/375)
M_дин=1/3 ((9565∙(270+16)∙〖0,4〗^2)/(675∙0,846∙4)+(1,2∙(〖10,791〗^2
+〖12,553〗^2)∙675)/375)=80,678Нм
Номинальный моментдвигателя:
M_н=9550∙N_н/n_д=9550∙9/675=127,333 Нм
Момент на валуэлектродвигателя при пуске:
М_пуск=М_ст+М_дин=113,104+80,678=193,782Нм
Допустимаяперегрузочная способность электродвигателя:
[K]=M_(д_max)/M_н =(265Нм)/(127,333 Нм)=2,081
Фактическаяперегрузочная способность электродвигателя:
K=М_пуск/M_н=193,782/127,333=1,522
3.7 Общее передаточноечисло механизма
Частота вращенияколеса:
n_к=(60∙V_пр)/(р∙D_к)=(60∙0,4)/(3,14∙0,56)=13,642 об/мин
Общее передаточноечисло механизма:
U_об=n_д/n_к=675/15,347=49,48
3.8 Выбор редуктора
Для спроектированнойкомпоновки и передаточного числа, выбираем редуктор КЦ1 – 250 с передаточнымотношением U_р=20. (8, 9 стр. 333)
Передаточное числооткрытой передачи:
U_оп=U_об/U_р=49,48/20=2,474
Компоновкаодноступенчатая, диаметр первой шестерни равен d_ш=250 мм, следовательно,диаметр колеса:
d_к=U_оп∙d_ш=2,474∙250=618,5мм
Модуль открытойпередачи принимаем m_оп=15, следовательно, число зубьев шестерни и колесаравно:
Z_ш=d_ш/m_оп=250/15=16,667
Принимаем Z_ш=17
Z_к=Z_ш∙U_оп=17∙2,474=42,058
Принимаем Z_к=42
3.9 Проверка ходовыхколес на отсутствие буксования
Суммарная нагрузка наприводные колеса:
P_пр=(g∙(m_кр+Q)∙Z_пк)/〖УZ〗_к=(9,81∙(270+16)∙8)/24=934,934 кН
Где,
УZ_к=24 – общее числоколес
Z_пк=8 – числоприводных колес
Коэффициентсопротивлению движению без учета дополнительных сопротивлений от перекоса тележкис приводными колесами:
f_0^min=f_0/C=0,0014/2,5=0,0057
Сопротивления трения внеприводных колесах:
W_т^нк=W_т-P_пр∙f_0^min=40,069-934,934∙0,0057=34,726кН
Сила инерциипоступательно движущихся масс:
F_и=(m_кр+Q)∙v_пр/t_р=(270+16)∙0,4/3=38,133 кН
Тяговое усилие:
F_т=W_т^нк+F_вI+W_ук+F_и=34,726+20,22+7,343+38,133=100,422кН
Коэффициент запаса:
K_з=F_сц/F_т=140,24/100,422=1,397>1,1
3.10 Определениетормозного момента и выбор тормоза
Нагрузка ветра на кран:
F_вII=p_II∙УA_н=250∙134,8=33,7кН
Где,
p_II=250 –распределенная ветровая нагрузка.
Сопротивление трения:
W_т^min=W_т/C=40,069/2,5=16,027кН
Статический момент приторможении:
М_ст^т=(F_вII+W_ук-W_т^min)/Z_э∙D_к/2∙1/U_об ∙з=(33,7+7,394-16,027)/4∙0,56/2∙1/49,48∙0,846==40,323Нм
t_т=3 с – времяторможения
Динамический момент приторможении:
М_дин^т=1/t_т ∙[9565∙((m_кр+Q)∙V_п^2∙з)/(Z_э∙n_д)+(1,2∙(〖GD〗_р^2
+〖GD〗_м^2)∙n_д)/375]
М_дин^т=1/3∙[9565∙((270+16)∙〖0,4〗^2∙0,846)/(4∙675)+(1,2∙(〖10,788〗^2+〖12,553〗^2)∙675)/375]=62,52 Нм
Тормозной момент:
М_тор=М_ст^т+М_дин^т=40,323+62,52=102,843Нм
3.11Выбор предохранительных и вспомогательных устройств
Рельсовый захватнаиболее распространенный тип противоугонного устройства портальных кранов.Конструкция рельсового захвата должна допускать закрепление крана на всем путиперемещения. Клещевые захваты имеют ручной или машинный привод. Ручные захватыимеют эксцентриситетовые губки. Винт стягивающий рычаги захватов расположенвыше.
Буфера. Служат буферадля смягчения ударов об ограничительные упоры самих кранов и их перемещающихсяэлементов.
Деревянные буфера (издуба, бука или клена) применяются только при малых скоростях игрузоподъёмностях.
4. Расчет механизмаповорота
4.1 Определение моментасил сопротивления повороту
Максимальный грузовоймомент, действующий на кран:
M_гр^max=g∙Q∙L_max=9,81∙16∙32=5021кНм
Момент от силы тяжести,создаваемый массой поворотной части, относительно нижней опоры колонны:
M_mпч=g∙m_пч∙l_пч=9,81∙220∙1,4=3021кНм
Где:
l_пч – расстояние отцентра тяжести поворотной части до оси вращения, м;
m_пч – масса поворотнойчасти, т (из аналога).
Реакция опоры:
H=(M_гр^max+M_mпч)/h=(5021+3021)/5,85=1375кН
Где,
h – расстояние междуопорами колонны, м.
Суммарная нагрузка напередние колеса:
∑P=H/cosб=1375/cos0,15=1375кН
Коэффициентсопротивления движению:
f_0=(м∙d/D_к +(2∙k)/D_к)∙c=(0,02∙100/500+(2∙0,6)/500)∙2,5=0,016
Где,
м – коэффициент тренияв цапфах колес (м=0,02);
d – диаметр цапфы, мм(d=100 мм, из аналога);
D_к – диаметр колес, мм(D_к=500 мм, из аналога);
k – коэффициент трениякачения (k=0,6);
c – коэффициент,учитывающий дополнительные сопротивления в ступицах конических колес (с=2,5,для подшипников скольжения).
Сопротивление трения вверхней опоре
W_m^в=∑P∙f_0=1375∙0,016=21,995кН
Момент сил трения вверхней опоре
M_m^в=W_m^в∙D_р/2=21,995∙3,7/2=40,69кНм
Где,
D_р – диаметр круговогорельса, м (из аналога).
Сила тяжести поворотнойчасти крана с грузом и грузозахватным устройством:
V=g∙(m_пч+Q)=9,81∙(220+16)=2314кН
Момент сил трения внижней опоре (пяте):
M_m^н=H∙м∙d_ср1/2+V∙м∙d_ср2/2=1375∙0,02∙(0,265)/2+2314∙0,02
∙0,540/2=16,141кНм
Где,
d_ср1 – средний диаметррадиального подшипника, м (d_ср1=0,265 м, из аналога);
d_ср2 – средний диаметрупорного подшипника, м (d_ср2=0,540 м из аналога).
Момент сил трения:
M_m=M_m^в+M_m^н=40,69+16,141=56,831 кНм
Момент от поворотнойнагрузки на поворотную часть крана:
M_в1=p_1∙(A_н1∙L_max+A_н2∙r_х+A_н3∙r_c-A_(н4∙)r_мо-A_н5∙r_пр ) 〖∙10〗^(-3)==150∙(14∙32+10,5∙22,6-30∙8,5-39,5∙1,3-4,8∙3,6)∙〖10〗^(-3)==130,751кНм
Где,
p_1 – распределеннаяветровая нагрузка на единицу площади, Па (p_1=150 Па);
L_max – расстояния отцентра парусности груза, м (L_max=32 м);
r_х – расстояния отцентра парусности хобота, м (r_х=22,6 м);
r_c – расстояния отцентра парусности стрелы, м (r_c=8,5 м);
r_мо – расстояния отцентра парусности машинного отделения, м (r_c=1,3 м);
r_пр – расстояния отцентра парусности противовеса, м (r_пр=3,6 м).
Горизонтальная сила врезультате отклонения грузовых канатов от вертикали:
F_б1=g∙Q∙tgб_1=9,81∙16∙0,035=5,479кН
Где,
б_1 – угол отклонениягрузовых канатов от вертикали (б_1=2°).
Момент, вызванныйотклонением грузовых канатов от вертикали:
M_б1=F_б1∙L_max=5,479∙32=175,344кНм
Момент силсопротивления повороту:
M=M_m+M_в1+M_б1+M_и=56,831+130,751+175,344+0=362,925кНм
Момент от крена M_и приотклонении оси поворота от вертикали у портальных кранов сравнительно не велик,и им можно пренебречь.
4.2 Определениепотребной мощности электродвигателя
КПД механизма:
з=з_р∙з_оп=0,94∙0,95=0,893
Где,
з_р – КПД редуктора(для редуктора Ц2 з_р=0,94);
з_оп – КПД открытойзубчатой передачи (з_оп=0,95).
Среднеквадратичноезначение момента от ветровой нагрузки на поворотную часть крана:
M_в1^ск=0,7∙M_в1=0,7∙130,751=91,525кНм
Потребная мощностьэлектродвигателя:
N=(M_m+M_в1^ск+M_б1+M_и^ск)/(9,55∙з)∙n_кр=((56,831+92,995+175,344+0))/(9,55∙0,893)∙1,55=58,833кВт
По N_рас и по 〖ПВ〗_кподбираем двигатель серии МТН 612 – 8 с параметрами (по 8, стр. 220):
Скорость вращенияротора: n_д=575 об/мин;
КПД двигателя: з_д=0,902;
Максимальный вращающиймомент: M_(д_max)=3200 Нм;
Момент инерции роторадвигателя: I_р=5,2 кг∙м^2;
Масса двигателя:m_дв=1070 кг;
Мощность: N_н=60 кВт;
Кратность среднегопускового момента: л_п=1,6;
С коническими концамивалов.
Номинальный моментдвигателя:
M_н=9550∙N_н/n_д=9550∙60/575=996,522 Нм
4.3 Проверка двигателяна кратковременную допустимую перегрузку
Горизонтальная сила врезультате отклонения грузовых канатов от вертикали:
F_б2=g∙Q∙tgб_2=9,81∙16∙0,105=16,492кН
Где,
б_2 – угол отклонениягрузовых канатов от вертикали (б_1=6°).
Момент, вызванныйотклонением грузовых канатов от вертикали:
M_б2=F_б2∙L_max=16,492∙32=527,748кН
Момент от поворотнойнагрузки на поворотную часть крана:
M_в2=p_2∙(A_н1∙L_max+A_н2∙r_х+A_н3∙r_c-A_(н4∙)r_мо-A_н5∙r_пр ) 〖∙10〗^(-3)==250∙(14∙33+10,5∙22,6-30∙8,5-39,5∙1,3-4,8∙3,6)∙〖10〗^(-3)==217,918кНм
Где,
p_2 – распределеннаяветровая нагрузка на единицу площади, Па (p_1=250 Па).
Общее передаточноечисло механизма:
U_об=n_дв/n_кр=575/1,55=370,968
Максимальный моментсопротивления на валу электродвигателя:
M_сопр^max=(M_m+M_в2+M_б2+M_и)/(U_об∙з)=(56,831+217,918+527,748+0)/(370,968∙0,893)=2,422кНм
Проверка:
0,8∙M_д^max≥M_сопр^max
0,8∙3200≥2422
2560≥2245
4.4 Выбор редуктора имуфты предельного момента
Выбираем редуктор Ц2 –750, (по 4, стр. 218) с параметрами:
Передаточное числоредуктора: U_р=50;
Межосевое расстояние:a_щ=750 мм.
Передаточное числооткрытой передачи:
U_оп=U_об/U_р=370,968/50=7,419≈9
Компоновкаодноступенчатая, диаметр первой шестерни равен d_ш=500 мм, следовательно,диаметр колеса:
d_к=U_оп∙d_ш=9∙500=4500мм
Модуль открытойпередачи принимаем m_оп=15, следовательно, число зубьев шестерни и колесаравно:
Z_ш=d_ш/m_оп=500/15=33,333
Принимаем Z_ш=34
Z_к=Z_ш∙U_оп=34∙9=306
Принимаем Z_к=306
Расчетная мощность,подводимая к редуктору:
N_расч^ред=N_н∙√(〖ПВ〗_ф/(ПВ_кат^ред))=60∙√((40%)/(100%))
=37,947 кВт
4.5 Расчетмногодисковой муфты предельного момента
Момент, на которыйрассчитана муфта
M_муф=1,8∙M_ном∙U_м∙з_м=1,8∙996,522∙1∙1=1794Нм
Где,
U_м – передаточноеотношение муфты (U_м=1, т.к. муфта предельного момента вмонтирована в МУВП);
з_м – КПД муфты (з_м=1,т.к. муфта предельного момента вмонтирована в МУВП).
R_1=(1,2∙d_км)/2=(1,2∙140)/2=84мм
Где, d_км –диаметркожуха муфты, мм.
R_2=(0,8∙D_к)/2=(0,8∙370)/2=148мм
Где, D_к –диаметрвнутренней полости тормозного шкива МУВП, мм.
Средний радиус, накотором приложена сила трения между дисками
R_ср=(R_1+R_2)/2=(84+148)/2=116мм
Задаемся материаломтрущихся пар – Чугун-Чугун, с параметрами:
Коэффициент трениямежду дисками: м_тр=0,1;
Число трущихся пар:i_тр=6.
Необходимое усилие,сжимающее диски:
M_муф=F∙м∙i∙R_ср
Откуда:
F=M_муф/(м∙i∙R_ср)=1794/(0,1∙6∙0,116)=25,772 кН
Проверка:
q=F/(р∙(R_2^2-R_1^2))≤[q]
q=25775/(3,14∙(〖148〗^2-〖84〗^2))=0,552≤0,6
Где, [q] – допускаемоеудельное давление между тормозной обкладкой и металлическим диском при густойсмазке ([q]=0,6 по 4, стр. 276).
4.6 Определениетормозного момента, выбор и расчет тормоза
Тормозной момент:
M_тор=1,5∙М_ном=1,5∙996,522=1494,828Нм
Выбираем колодочныйпедальный тормоз на основе ТКГ – 400, диаметр шкива 400 мм, с параметрами.
5. Расчет устойчивостикрана
5.1 Определениегрузовой устойчивости крана
Сила инерции:
F_и1=Q∙V_п/t_(т_кр)=16∙1,4/1,25=17,92 кН
Где, t_(т_кр) – времяторможения крана, с.
Момент инерции груза:
M_и1=F_и1∙(L_max-0,5∙L_кол)=17,92∙(32-0,5∙10,5)=479,36 кНм
Момент инерцииповоротной части крана:
Вес стрелы:
G_ст=g∙m_ст=9,81∙16,4=160,835кН
Где, m_ст – массастрелы, т (m_ст=16,4).
Сила инерции поворотнойчасти:
F_и2=G_ст∙V_п/(3∙t_(т_кр))=160,835∙1/(3∙1,25)=60,045 кН
Момент инерции груза:
M_и2=F_и2∙(L_max-0,5∙L_кол)=60,045∙(32-0,5∙10,5)=1606 кНм
Момент от сил инерциипортала:
F_и3=V∙V_кр/t_(т_кр)=16∙0,4/1,25=897,5 кН
Момент от сил инерциипортала:
M_и3=F_и3∙h=5251кНм
Момент инерциицентробежной силы:
F_иц=(g∙Q∙n_кр^2∙L_max)/(900-n_кр^2∙H_п)=(9,81∙16∙〖1,55〗^2∙32)/
(900-〖1,55〗^2∙40)=15,006кН
Момент от центробежнойсилы:
M_иц=F_цс∙h_бл=15,006∙25=375,152 кНм
Где, h_бл – высотаконцевого блока стрелы, м.
Ветровая нагрузка нагруз:
F_(в_гр)=(p_2∙A_н1)/1000=3,5кН
Ветровой момент:
M_в=F_(в_кр)∙h_кр+F_(в_гр)∙h_г=33,7∙18+3,5∙22=683,6 кНм
Где,
h_кр – высота центратяжести крана, м (h_кр=18 м);
h_г – высота центратяжести груза, м (h_г=22 м).
Момент от силы тяжестикрана:
M_g=g∙m_кр∙[(0,5∙L_кол+l_0)∙cosб_у-h_0∙sinб_у ]==9,81∙270 ∙[(32-0,5∙10,5)∙1-0,026]=16480кНм
Момент от силы тяжестигруза:
M_Q=g∙Q∙(L_max-0,5∙L_кол)=9,81∙18 ∙(32-0,5∙10,5)=4188 кНм
Коэффициент грузовой устойчивости:
k_уг=(M_g+M_в-M_и)/M_Q=(16480+683,6-7711)/4888=1,93≥1,15
k_уг1=(m_кр∙(0,5∙L_кол+l_0))/(Q∙(L_max-0,5∙L_кол))=(270∙(0,5∙10,5+1))
/(16∙(32-0,5∙10,5))=3,943
5.2 Определениесобственной устойчивости:
k_ус=(g∙m_кр∙[(0,5∙L_кол+l_0)∙cosб_у-h_0∙sinб_у ])/(F_в3∙h_г )==(9,81∙270 ∙[(32-0,5∙10,5)∙1-0,026])/(600∙22)=1,248≥1,15
Где, F_в3 – ветроваянагрузка нерабочего состояния, Па.
Заключение
В данном курсовомпроекте на основе известного аналога, крана «Ганц 16 – 33 – 10,5»,была спроектирована конструкция портального крана и трех его механизмов:подъёма, передвижения и поворота.
Анализ задания выявилчастичное совпадение параметров аналога и проектируемого крана, а также полноесовпадение их конструкций. Спроектированный кран полностью отвечает всемтребованиям заявленными в техническом задании, в чем можно убедиться,ознакомившись с приведенными расчетами и чертежами.
В сравнении с аналогомспроектированный кран несколько отстает по таким, параметрам как скоростьповорота, перемещения, а также по высоте подъёма и опускания груза, хотя этоотставание не является критическим:
Скорость поворота вышевсего на 0,05 об/мин, что незначительно скажется на времени цикла.
Механизм перемещениякрана не является основным, и это отставание можно не учитывать.
Радиусы максимальный иминимальный также не является существенным недостатком из — за тото, что наречном транспорте грузооборт сравнительно небольшой и уменьшение на 1 м ширинаштабеля песка вряд-ли сильно повлияет.
С другой стороныскорость подъема крана увеличена до 1,4 м/с, что позволяет работать с той жемассой подъёма более быстрее для других кранов, и это положительно скажется напроизводительности.
С экономической точкизрения спроектированный грейферный кран является экономически выгодным по своимтехнико-экономическим показателям. Механизм подъёма при той же мощностиобладает большими возможностями, на механизме передвижения снижена мощность всравнении с аналогом с 9,7 кВт до 9 кВт, на механизме поворота мощностьповышена, однако количество приводов снижено с 2 до 1, что облегчаетобслуживание.
Отсюда можно сделатьвывод, что новый кран является удачной модификацией аналога, которая, обладаяуникальными возможностями, будет конкурентно способна и найдет широкоеприменение в портах.
Список литературы
1. Киселёв В.А.,Захарцев В.П., Грузоподъемные машины и машины безрельсового транспорта: –Учебное пособие по курсовому роектированию, – М.: Альтаир-МГАВТ. 2007.
2. Правилаустройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов. ПБ. 10-382-00,Москва, 2000г.
3. Справочник покранам, Под редакцией М.М. Гохберга. Т. 1 – Л., Машиностроение, 1988.
4. Справочник покранам, Под редакцией М.М. Гохберга. Т. 2 – Л., Машиностроение, 1988.
5. Шерле З.П.,Каракулин Г.Г. Справочник механизатора речного порта – М.: Машиностроение,1980.
6. Гаранин Н.П.Брауде В.И., Артемьев П.П. Грузоподъемные машины на речном транспорте.- М.:Транспорт, 1981.- 246 с.
7. Рачков Е.В.,Силиков Ю.В. Подъемно-транспортные машины и механизмы – М.: Транспорт. 1989.
8. Анфимов М.И.Редукторы. Конструкции и расчет. – М.: Машиностроение, 1993. — 463 с.