Расчет механизма подъема общего назначения

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство науки и высшего образования Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования

Иркутский национальный исследовательский технический университет

ИНСТИТУТ ЗАОЧНОВЕЧЕРНЕГО ОБУЧЕНИЯ

Кафедра горных машин и электромеханических систем

Пояснительная записка

к курсовому проекту по дисциплине

Расчёт механизма подъема общего назначения

Грузоподъемные машины и механизмы

Выполнил студент гр. ГМз14-1

А. П. Григорьев

Нормоконтроль

В.А. Перфильев

Иркутск 2019



Министерство науки и высшего образования Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
высшего образования

Иркутский национальный исследовательский технический университет

Задание

НА КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ

По курсу: Расчёт механизма подъема общего назначения

Студентам: Григорьев Алексею Платоновичу

Тема проекта: Грузоподъемные машины и механизмы

утверждена решением кафедры № 2 от 11.09. 2017 г.

Исходные данные: грузоподъемность 6 т, скорость подъема 20 м/мин, высота подъема 12 м, длина перемещения 50 м, длина пролета моста 25 м, грузозахватное устройство «Грейфер», условия - перегрузка угля, время работы в сутки 12 ч, среднеперевозимый груз 2 т, время включения электродвигателя в сутки 12 ч.

Рекомендуемая литература: 1) Казак С.А., Дусье В.Е., Кузнецов Е.С., Курсовое проектирование грузоподъемных машин. М.: Высшая школа, 1989г., 319 стр. 2 ) Павлов Н.Г., Примеры расчетов кранов. Ленинград, Машиностроение, 1967г., 349 стр.

Графическая часть на ____ листах.

Дата выдачи задания «___» ________ 2018 г

Задание получили А. П. Григорьев

Дата представления законченного проекта руководителю: «___» ______2019 г

Руководитель курсового проектирования С.Ю. Красноштанов



Содержание

Введение

1. Механизм подъема груза

1.1 Выбор кинематической схемы механизма

1.2 Выбор крюковой подвески и грейфера

1.3 Выбор режима работы крана

1.4 Выбор полиспаста и каната

1.5 Определение параметров блока и барабана

1.6 Определение необходимой толщины стенки барабана

1.7 Определение потребной мощности двигателя

1.8 Выбор редуктора

1.9 Проверка двигателя на возможность преодоления пускового момента

1.10 Выбор муфты и тормозного шкива

1.11 Выбор типа тормоза

2. Механизм передвижения тележки

2.1 Выбор кинематической схемы

2.2 Определение статических нагрузок на ходовые колеса

2.3 Определение сопротивления передвижению тележки и крана

2.4 Выбор двигателя

2.5 Выбор передачи

2.6 Выбор муфты

2.7 Выбор тормоза

2.8 Выбор тормозного шкива

Заключение

Список использованных источников



Введение

Грузоподъемные машины относятся к машинам цикличного действия и включают грузоподъемные лифты и подъемники, грузоподъемные краны, тали, тельферы, подъемные столы и др. Значительная роль отводится подъемно-транспортному машиностроению, перед которым поставлена задача широкого внедрения во всех областях народного хозяйства комплексной механизации и автоматизации производственных процессов, ликвидации ручных погрузочно-раз-грузочных работ и исключения тяжелого ручного труда при выполнении основных и вспомогательных производственных операций.

Грейферы -- это приспособление в виде большого железного черпака, прицепляемое к подъемному крану и служащее для захватывания и выгрузки поднимаемого краном материала (песку, земли, горных пород, лома металлов). Управление грейферным устройством заключается в выполнении двух действий: перемещение самого устройства и манипуляция его челюстями. В зависимости от кинематики управления выделяют два вида грейферов: канатные и приводные (моторные).

Канатный грейфер приводится в движение одним или несколькими приводными барабанами с намотанными на них управляющими тросами. Лебедки, в состав которых входят эти барабаны, размещаются на подъемном механизме, на крюк которого подвешивается грейфер.

Управление челюстями данного вида механизмов реализуется посредством отдельного привода, который передает силовое усилие с электрического или дизельного мотора на исполнительные элементы. С целью подчеркнуть существование отдельного двигателя, ответственного за управление приводом, приводные грейферы часто называют моторными.



1. Механизм подъема груза

1.1 Выбор кинематической схемы механизма

При проектировании мостового крана общего назначения предпочтение можно отдать кинематической схеме механизма подъема груза, которая показана на рисунке 1, а показана схема лебедки, на рис 1, б схема заприсовки канатов. механизм подъема груза в данном случае состоит она из электродвигателя 1, соединительной муфты 2 с промежуточным валом 3, тормоза 4, редуктора 5,

барабана 6, верхних блоков 7, уравнительного балансира 8, каната 9 и крюковой подвески 10

Рисунок 1 - Кинематическая схема механизма



1.2 Выбор крюковой подвески и грейфера

Выбирается подвеска с однорогим крюком, представленная на рисунок 2, исполнения 3. При этом проверяются 2 условия. Первое условие- грузоподъемность крюковой подвески не должна быть меньше заданной. Второе условие - режим работы крюковой подвески должен соответствовать режиму работы механизма, размеры которой указа в таблице 1.

Выбор крюка

Рисунок 2 - Номинальные размеры крюков

Исходя из исходных данных выбираем крюк №14

Выбор грейфера

Одноканатные грейферы с дистанционно управляемым фиксатором позволяют выгрузить груз на различной высоте:



Рисунок 3 - Одноканатные грейферы с дистанционно управляемым фиксатором

Таблица 1 - Размеры и характеристики крюков

Грейфер навешивается на крюк крана петлей подвижной штанги 1 с зубом 2, который может сцепляется с поворотным подпружиненным зубом 3 нижней траверсой 6. Для расцепления зуб 3 может оттянут управляемым канатом 5, огибающим блок 4. Челюсти 7 связаны шарниром 8 с нижней траверсой 6 и посредством тяг 9 с верхней траверсой 10.

Выбираем грейфер ДГ2-5-С2-2К-2,0, собственный вес равен 2,0т.



1.3 Выбор режима работы крана

Под временем работы механизма понимают время, в течение которого данный механизм находится в движении. Норма времени должна соответствовать для механизмов, подвергающихся капитальному ремонту, -- установленному ресурсу до капитального ремонта, а для остальных механизмов -- установленному ресурсу до списания. Общее время работы механизма (разгон, установившееся движение, торможение) является его машинным временем Тмаш определяется в часах по формуле:

Тмаш = tс nдн tk = 12·250•20 = 60000 ч,

где tc - среднесуточное время работы механизма, при котором он находится в движении (действии), ч;

nдн - число рабочих дней в году, 250 - при двух выходных днях в неделю;

tK - срок службы механизма в годах до капитального ремонта или до списания, tK= 20 лет.

Сроки службы различных элементов одного механизма могут быть меньше регламентированного Тмаши должны быть увязаны с межремонтным периодом планово-предупредительных ремонтов.

Таблица 2 - Классы использования механизмов по ГОСТ 25835-83

Класс использования	А0	А1	А2	А3	А4	А5	А6
Норма времени работы механизмов, ч св. до	-- 800	800 1600	1600 3200	3200 6300	6300 12500	12500 25000	25000 50000

Коэффициент нагружения К определяется по формуле



,

где Pi - нагрузка (сила, момент), действующая на механизм за период времени ti,

Рmax - максимальная нагрузка (сила, момент), действующая на механизм в течение времени его работы;

t - продолжительность времени действия нагрузки Рi;

?ti - суммарное время действия нагрузок на механизм.

Нагрузки Рi Рmax; определяют для концевого звена кинематической цепи механизма (канатный барабан, ходовое колесо, ведущее зубчатое колесо механизма поворота) с учетом всех факторов, включая и процессы неустановившегося движения.

Таблица 3 - Классы нагружения механизмов

Класс нагружения	Коэффициент нагружения К	Качественная характеристика класса нагружения
По ГОСТ 25835-83
В1 В2 В3 В4	До 0,125 Св. 0,125 до 0,25 Св.0,25 до 0,50 Св.0,50 до 1,00	Работа при нагрузках , значительно меньших номинальных, и в редких случаях с номинальной нагрузкой Работа при средних и номинальных нагрузках Работа преимущественно при номинальных и близких к номинальным нагрузках Постоянная работа при номинальных и близких к номинальным нагрузкам

В механизмах подъема груза в качестве нагрузок P должны приниматься веса грузов меньше номинальной грузоподъемности и веса грузозахватных органов. В механизмах передвижения крана (тележки) -- нагрузки, создаваемые двигателями в периоды разгона и тормозами в периоды торможения, силы сопротивления в ходовых частях крана (тележки), ветровая нагрузка

В качестве нагрузок Рmax должны приниматься максимальные суммарные нагрузки в наиболее неблагоприятных условиях работы механизма.

Группу режима работы механизмов (таблица 4) определяют в зависимости от классов использования и нагружения. Время работы Тмаш и коэффициент нагружения К определяют расчетом. При отсутствии исходных данных для определения класса использования и коэффициента нагружения группу режима работы механизма допускается устанавливать по данным табл.

Таблица 4 - Группа режима работы механизмов по ГОСТ 25835-83

Класс использования	Группа режима для класса нагружения
	В1	В2	В3	В4
А0	1М	1М	1М	2М
А1	1М	1М	2М	3М
А2	1М	2М	3М	4М
А3	2М	3М	4М	5М
А4	3М	4М	5М	6М
А5	4М	5М	6М	--
А6	5М	6М	--	--

Таблица 5 - Характеристика механизмов грузоподъемных машин по группам режима работы

Группа режима	Характеристика режима	Механизмы
6	Постоянная работа с грузами номинальной массы с высокими скоростями, большим числом включений (до 600 в час), высокой ПВ	Механизмы технологических кранов металлургического производства; механизмы подъема и передвижения тележек рудных и угольных перегружателей; механизмы грейферных, магнитных и складских кранов металлургических заводов; механизмы подъема, поворота и изменения вылета грейферных портальных кранов



1.4 Выбор полиспаста и каната

Во избежание вращения груза при непосредственной навивке каната на барабан, используем сдвоенный полиспаст. iп = 2, при грузоподъемности 6,3 т.

Таблица 6 - Кратности полиспастов

В качестве тяговых следует принимать стальные канаты крестовой свивки с лилейным касанием проволок между слоями типа ЛК-Р. Временное сопротивление разрыву канатов принимают в пределах 1400 - 2000 МПа.

Наибольшее рабочее натяжение каната Smax c учетом динамических нагрузок, Н

,

где Q ? грузоподъемность крана и крюковой подвески, кг;

2? означает сдвоенность полиспаста;

iп - кратность полиспаста;

?п - КПД полиспаста.



Таблица 7 - КПД полиспастов

Наименьшее допустимое разрывное усилие каната, Н

,

где К - коэффициент запаса прочности каната, принимаемый в зависимости от режима работы и назначения крана.

Таблица 8 - Коэффициенты запаса прочности канатов

По полученному значению Sp и принятому сопротивлению разрыва из Таблицы 9 выбирают канат.



Таблица 9 - Характеристики канатов

Выбираем канат маркировочной группы 1578, разрывное усилие 114,50 МПа

Диаметр каната 15 мм.

1.5 Определение параметров блока и барабана

Наименьший допустимый диаметр навивки каната на блок (по дну канавки) определяется по формуле

,

где е - коэффициент, регламентируемый правилами Ростехнадзора [Таблица 10];

dк - диаметр каната, мм.



Таблица 10 - Наименьшее значение коэффициента е

Диаметр навивки каната на блок, мм

,

Наименьший допустимый диаметр навивки каната на барабан допускается принимать на 15% меньше диаметра блока, определенного по формуле Dбл, уравнительных блоков - на 20%:

,

,

Диаметры рабочих блоков и барабана, замеренные по дну канавки, можно принимать одинаковыми. Стандартные диаметры блоков приведены в Таблице 11.



Таблица 11 - Параметры блоков

Рисунок 4 - Блок стальной

Номинальная длина нарезной части барабана, мм

где Zв - наименьшее число витков нарезки барабана для одной ветви каната;

tн - шаг нарезки канавок на ободе барабана под канат [Таблица 12]

Таблица 12 - Профиля и размеры канавок

где - длина одной ветки каната, наматываемого на барабан при заданной высоте подъема груза H и кратности полиспаста iп;

5 - количество запасных витков каната на барабане, из них 1,5 витка (по правилам Ростехнадзора), требуемых для разгрузки крепления каната (витки трения) и 3-3,5 витка - необходимых для самого крепления каната. При наличии реборд на барабане длину его необходимо увеличить на ширину реборд. грейфер двигатель пусковой кран



,

,

1.6 Определение необходимой толщины стенки барабана

Выбор толщины стенки барабана д (мм) производится по эмпирической формуле:

,

Барабан чугунный.

Проверяем барабан на сжатие. Удельное давление каната дсж на стенку барабана

,

При расчете должно соблюдаться условие

Таблица 13 - Допустимые напряжения |дсж|

Значения |дсж| для различных материалов приведены в Таблице 13

Условие соблюдается для чугуна марки С415.

Определение количества винтов Z для прижатия планки крепления конца каната к барабану производится по формуле

где Рб - необходимое усиление нажатия планок на канат в месте его крепления к барабану; d1 - внутренний диаметр винта или шпильки: принимают равным 12-16 мм;

|др| - допустимое напряжение растяжения винта; для С13 |др|=60 МПа.

,

где К - коэффициент, учитывающий надежность крепления каната (К = 0,85 - когда планки прижимают два соседних витка каната; К = 1,25 - если планки прижимают петлю каната);

W = 0,35 - коэффициент сопротивления выдергиванию каната при натяжении планками с полукруглыми опорными поверхностями: Sp -расчетное натяжение каната в месте крепления,

,

(f=0,1 минимальный коэффициент трения между канатом и поверхностью барабана; a - минимальный угол обхвата канатом поверхности барабана, рад). 0.9422

При большом количестве потребных винтов (более 3-4) необходимо увеличить количество витков трения.



1.7 Определение потребной мощности двигателя

Определение мощности двигателя по статической нагрузке.

Максимальная статическая Рст (кВт), которую должен иметь механизм подъема в период установившегося движения при подъеме номинального груза G, Н

,

где Gy - вес грузозахватного устройства, Н;

v - скорость подъема груза, м/мин;

?м - предварительное значение КПД механизма, ?м = 0,80-0,85.

В кранах, оборудованных крюковым грузозахватным устройством, Gy можно пренебречь вследствие его небольшого значения.

В крановых механизмах подъема целесообразнее использовать асинхронные двигатели с фазным ротором серий MTF и МТН. Можно применять также двигатели 4МТН, 4АК, 4АНК. Двигатели MTF следует использовать при легких режимах работы. Серия МТН отличается более высоким классом нагревостойкости изоляции по сравнению с серией MTF на 25 °С. Поэтому двигатели серии МТН можно использовать при среднем, тяжелом и весьма тяжелом режимах работы. Так как стоимость двигателей серии МТН на 20-50% выше стоимости двигателей серии MTF, то использовать двигатели серии МТН при легком режиме работы нецелесообразно. Двигатели серии MTF выпускают мощностью до 30 кВт, а серии МТН - до 200 кВт.

При режимах работы 1М, 2М и 3М разрешается использовать асинхронные двигатели с короткозамкнутым ротором общепромышленной серии 4А. При весьма тяжелом режиме работы рекомендуется использовать двигатели постоянного тока последовательного возбуждения (серия Д), выпускаемые мощностью до 187 кВт.

Выбор двигателя производят по относительной продолжительности включения ПВо, зависящей от режима работы.

Номинальная мощность двигателя Рдв может быть принята меньше максимальной статической, так как эквивалентная мощность, развиваемая двигателем при работе с грузами разного веса и зависящая от использования механизма по грузоподъемности, всегда меньше Рст. В кранах общего назначения можно принимать

,

Исходя из расчета эквивалентной мощности, выбираем электродвигатель АИР-160-S4c мощностью 15 кВт (Таблица 14).

Таблица 14 - Характеристика электродвигателя

Тип двигателя	Мощн. при ПВ 40%, кВт	Частота вращ., об/мин	КПД, %	Коэффициент мощн.	Масса, кг
АИР-160-S4	15	1500	89,4	0,87	120

1.8 Выбор редуктора

В механизмах подъема груза могут быть использованы цилиндрические редукторы Ц2У, Ц2Н, ЦДНП и трехступенчатые ЦЗУ, ЦТНД ,ГК и ВКУ вертикального исполнения

Необходимое передаточное число редуктора

,

где nдв - частота вращения двигателя, 1/мин. ;

Dб.о - диаметр барабана по центрам каната.



Dб.о=Dб + dк = 0,32+0,015 =0,335 м

При выборе типа редуктора учитывают не только необходимое передаточное число, но также мощность двигателя, его частоту вращения, режим работы механизма и потребный момент на тихоходном валу.

Таблица 15 - редуктор ВКУ-765М

Типоразмер редуктора	ВКУ-765М
Номинальное передаточное число	40
Момент на выходном валу, Н•м	1220-3500
Подводимая мощность, кВт	12-75

Таблицы 16 - Параметры редуктора

Типоразмер редуктора	В, мм	b, мм	D, мм	H, мм	H1, мм	H2, мм	H3, мм	h, мм	L, мм	L1, мм	Масса, кг
ВКУ-765М	435	445	26	675	290	?	470	40	1120	284	150

Рисунок 5 - Редуктор цилиндрический вертикального исполнения

Расчетный момент на тихоходном валу Мр не должен превышать номинальный крутящий момент на тихоходном валу Мн по паспорту редуктора.

,

где ?п - КПД полиспаста 0,99;

?б - КПД барабана (?б = 0,98 - при подшипниках качения, ?б = 0,95 - при подшипниках скольжения).

Так как при выборе стандартного редуктора передаточное число iр не совпадает с расчетным iр', необходимо определить погрешность в передаточном числе ?i, которая не должна быть больше 15%.

,

Фактическая скорость перемещения груза

,

Таблица 17 - Размеры тихоходного и быстроходного валов редуктора ВКУ-765М.

быстроходный вал, мм	тихоходный вал, мм
d	d1	d2	l	l1	d	l2
50	М 36 х 3	95	85	110	125	165

Рисунок 6 - Тихоходный и быстроходный валы редуктора ВКУ-765М



1.9 Проверка двигателя на возможность преодоления пускового момента

Уравнение равенства пусковых моментов, приведенных к валу электродвигателя, Нм

Мп = ± МСТ + Ми.в. + Ми.п.

где Мп - пусковой момент двигателя

Мст - статический момент, создаваемый силой тяжести груза и грузозахватного устройства

Ми.в. - момент от сил инерции вращающихся масс

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

Пусковой момент двигателя, Нм

Мп = Мн•шср,

где Мн - номинальный момент двигателя, Нм

,

где Рдв.к. - мощность двигателя выбранного по каталогу = 4,5 кВт;

nдв = 1500 об/мин

,

где шср = 2

Мп = 97,5•2 = 195 Н·м.

Статический момент, Нм



;

В этом уравнении двойка в числителе означает, что на барабан наматывается две ветви каната. Первая двойка в знаменателе означает наличие сдвоенного полиспаста, вторая для вычисления плеча (Rб.о.) действия силы на барабан. Отсюда

,

1.10 Выбор муфты и тормозного шкива

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую с тормозным шкивом .

Рисунок 7 - Муфта упругая втулочно-пальцевая с тормозным шкивом

Таблица 18 - Основные размеры втулочно-пальцевых муфт с тормозными шкивами

Номинальный вращающий момент МК, Нм	d(Н7)	d1(Н9)	D	DТ	D1	D2	d2	d3	d4	d5	Число пальцев, n
	мм
1000	60-70	50-70	220	300	170	275	120	18	36	М12	10



Таблица 19 - Основные параметры втулочно-пальцевых муфт с тормозными шкивами

Номинальный вращающий момент М, Нм	l	l1	l2	S	BТ	b	Допустимое смещение валов	Тормозной момент М, Нм	Момент инерции, кгм2	Масса, кг, не более
	мм	радиальное	угловое
1000	110	140	107	22	150	1-6	0,4	10	420	1,5	43

Максимальный крутящий момент, передаваемый муфтой, Нм:

Мм = МСТ•К1•К2,

где К1 - коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма

К1 - 1,3

К2 - коэффициент, учитывающий группу режима работы механизма, для 5М К2 - 1,2.

Мм = 82•1,3•1,2 = 128 Н·м.

Номинальный крутящий момент, передаваемый муфтой = 1000 Нм.

Определим момент от сил инерции вращающихся масс, Нм2

,

где Ми.в - маховый момент тормозной муфты

GT•DT2 = 1,5 кг•м2•9,81 м/с2 = 14,7 Нм2,



Маховый момент электродвигателя

GДB•D2ДB = 0,275 кг•м2•9,81 м/с2 = 2,69 Нм2,

Маховый момент вращающихся масс, Нм2;

Gвp•Dвp2 = 1,2(GДB•D2ДB+GT•D2T+GМ•D2M),

Gвp•D2вp = 1,2(14,7+1,13) = 19 Нм2.

Маховым моментом муфты соединительной канатного барабана можно пренебречь, так как он устанавливается внутри барабана, для уменьшения габаритных размеров привода.

,

Момент от сил инерции поступательно движущихся масс, Нм;

,

1.11 Выбор типа тормоза

Расчетный тормозной момент

Тт.р = kT · Tст.т ,

где kT ? коэффициент запаса торможения = 1,75;

Тст.т - статический крутящий момент.

,

где ?max - КПД механизма, подсчитанный по максимальным значениям КПД отдельных участков кинематической цепи;

Uмех - полное передаточное число механизма.

?max = ?п · ?эл.дв · ?р · ?м = 0,99 · 0,89 · 0,98 · 0,97 = 0,838,

Uмех = uп · uр = 45 · 40 = 1800,

,

Тт.р = 1,75 · 3067 = 5367 Н · м,

Выбор типа тормоза.

При данном режиме работы рекомендуется применять тормоза с длинноходовым магнитом постоянного тока типа ТКДМ, приведенный в таблице 20.

Таблица 20 - Выбор типоразмера тормоза

Типоразмер тормоза	Диаметр шкива, мм	Тип электро-магнита	Род тока	Рабочее напряжение, В	Максимальный тормозной момент, Н · м	Масса, кг, не более
ТКДМ-600	600	МПТ-500	Постоянный	220	6000	480

При выборе типоразмера тормоза необходимо проверить условие:

Номинальный тормозной момент тормоза должен быть не меньше чем расчетный. Тт.н ? Тт.р; 6000 ? 5367 условие выполнено

Тормозной шкив принимается диаметром D = 600 и ширину шкива, для равномерного износа. Принимаем шкив I исполнения.



2. Механизм передвижения тележки

2.1 Выбор кинематической схемы

Принимается схема рисунок 8. Механизм привода тележки расположен по центру, его чаще применяют в механизмах передвижения двух балочных кранов опорного типа, предназначенных для работы в помещении. Число ходовых колес, для заданной грузоподъемности, принимается 4.

Расположение редуктора посередине между приводными ходовыми колесами предпочтительней, т.к. при этом обе половины трансмиссионного вала закручиваются под нагрузкой на одинаковый угол, что способствует одновременному началу движения приводных колес и ликвидации перекосов.

Рисунок 8 - Кинематическая схема тележки однобалочного крана

2.2 Определение статических нагрузок на ходовые колеса

Максимальная статическая нагрузка на одно колесо



,

где ??гр - номинальный вес груза;

??т - вес тележки, определяем по таблице 2.8 учебника = 21,6 кН.

,

Минимальная статическая нагрузка на одно колесо

,

Выбор колес

Принимаем колеса D= 200 мм при Рстмax = 10…50 кН

Выбор колесных установок

Выбор осуществляется по диаметру колеса. Размеры колес приведены в таблице 21. Рекомендуется при режиме работы 2М применять унифицированные колесные установки со сферическими роликоподшипниками. Принимается приводная колесная установка К2РН-400 исполнения I и неприводная исполнения II рисунок 9.

Рисунок 9 - Колеса крановые



I - приводные II - неприводные

Таблица 21 - Размеры крановых колес

D	D1	d	d1	B	B1	b	A	A1	A2	a
200	230	80	22	60	90	22	231	140	462	170

Форма поверхности катания - цилиндрическая. Выбор подтежечного рельса В качестве подтележечных и подкрановых рельсов можно использовать рельсы с выпуклой головкой типа КР. Принимаем рельс КР70 ГОСТ 4121-76. Крановые рельсы типа КР имеют стенку повышенной толщины и более широкую опорную поверхность по сравнению с железнодорожными рельсами типа Р, поэтому допускают большую нагрузку и обеспечивают более равномерную передачу её на верхний опорной пояс балки.

2.3 Определение сопротивления передвижению тележки и крана

?? = ??тр + ??у + ??в + ??ин + ??гиб,

Сопротивление, создаваемое трением для тележки

,

где ?? - коэффициент трения кочения колеса по рельсу = 0,6 при D=200 мм,

??доп - коэффициент дополнительных сопротивлений, определяемых в основном трением реборд о головку рельса и трение элементов устройства = 2,5 ??ц - диаметр цапфы вала (оси) колеса



??ц = (0,2…0,25)?? = (0,2…0,25)200 = 40…50 мм,

Принимаем??ц = 50 мм

,

для крана

,

где ??кр - вес крана;

??кр = ??эл.дв + ??ред + ??м + ??т + ??кр.подв + ??каб + ??тор,

где ??эл.дв - вес электродвигателя = 1,2 кН;

??ред - вес редуктора = 1,5кН;

??м - вес муфты = 0,421 кН;

??кр.подв - вес крюковой подвески = 21 кН;

??кр.подв - вес открытой кабины = 10 кН;

??тор - вес тормоза = 4,8 кН.

??кр = 1,2 + 1,5 + 0,421 + 21,6 + 21 + 10 + 4,8 = 60,521 кН,

,

Определение сопротивления, создаваемого уклоном для тележки



??у = ?? (??т + ??гр),

где ?? - угол рельсового пути; для тележки = 0,002; для для крана = 0,001

??у = 0,002(21,6 + 61,74) = 0,17 кН,

для крана:

??у = ??(??кр + ??гр) = 0,001(21,6 + 61,74) = 0,089 кН,

Определение сопротивления, создаваемого силами инерции

??ин = ????постa,

где ?? - коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся частей механизма =1,15;

??пост - масса поступательного движущегося объекта.

??пост = ????-??кр.подв = 21,6 ? 21 = 0,6 кН = 0,06 т,

а - допускаемое ускорение = 0,1 м/с2

??ин = 1,15 • 0,06 • 0,1 = 0,069 кН,

Определение сопротивления, создаваемого раскачиванием груза на гибкой подвеске.

Wгиб = (mгр + мп)а = (39,2+0,115)0,1 = 3,93 кН,

Учитывая, что кран работает в помещении, значит Wв = 0

W=1,722+0,226+0,382+1,532= 3,862 кН,



2.4 Выбор двигателя

,

где ??п.ср - кратность средне пускового момента двигателя по отношению к номинальному = 1,65.

,

Выбираем двигатель типа МТН 211-6 ГОСТ 185-70

??дв = 8,2 кВт;

nдв= 900 об/мин;

??эл.дв = 95,2 % ;

Mдв= 120 кг;

??дв.в = 40 мм.

2.5 Выбор передачи

Рисунок 10 - Одноступенчатый цилиндрический редуктор

Выбор типа редуктора

Принимается одноступенчатый цилиндрический редуктор типа 1ЦУ-200, представленный на рисунке 10.

Таблица 22 - Типоразмер редуктора

Типоразмер редуктора	Aw	L	L1	L2	L3	L4	L5	H	H1	h	A	A1	B	B1	d
1ЦУ-100	100	315	265	85	132	136	155	224	112	22	224	95	140	132	15

Таблица 23 - Типоразмер редуктора

Типоразмер редуктора	1ЦУ-100
Межосевое расстояние, мм	100
Номинальное передаточное число	6,3
Номинальный крутящий момент, Н*м	250
Номинальная радиальная нагрузка на валу, Н	входном	500
	выходном	2000
КПД, %	98
Масса, кг, не более	27

Первое условие - расчетный эквивалентный момент на тихоходном валу редуктора должен превышать номинальный крутящий момент на тихоходном валу.

??р.э ? ??р.н

Определение эквивалентного момента

Тр.э = ??Д • ????,

где Кд - коэффициент долговечности;

???? - расчетный крутящий момент тихоходной ступени.

???? = Тбыст??р??р,

где Тбыст - крутящий момент быстроходной ступени редуктора

м,,

Тp = 256 • 6,3 • 0,98 = 1580,544 Н • м,

??д = ??q • ??t,

где ??q - коэффициент переменности нагрузки;

??t - коэффициент срока службы.

??q = ,

где k - коэффициентнагружения = 0,125…0,25

??q = = 0,63,

,

где ??0 - базовое число циклов = 63• 106;

??P - суммарное число циклов контактных напряжений зуба тихоходной ступени.

???? = ???? • ????,

где ???? - передаточное число тихоходной ступени = 6,3;

???? - число циклов нагружения.

???? = 30·????·??маш,



где ???? - частота вращения тихоходного вала = 143,312 об/мин;

??маш - машинное время работы механизма = 6300…12500 ч;

???? = 30 • 143,312 • 10000 = 42,99 • 106;

???? = 42,99 • 106 • 6,3 = 270,837 • 106.

,

??Д = 0,63 • 1,626 = 1,025,

Принимаем ??Д = 1

??р.э = 1 • 1580,544 = 1580,544 Н • м,

Проверка условия:

1580,544 ?2000, условие выполнено

Второе условие- передаточное число редуктора не должно отличаться от требуемого более чем на ± 15%.

Частота вращения колеса

об/мин,

6,28,

Проверка условия:

= - 0,31%?15%,



Условие выполнено

2.6 Выбор муфты

Выбор типа муфты

Для соединения валов двигателя и редуктора выбираем муфту - зубчатую с промежуточным валом рисунке 11.

Выбор типоразмера муфты

dв.дв = 40 мм

dв.быстр = 60 мм

Приняли муфту 2-2500-90-2-110-2У2 ГОСТ 5006-83

Номинальный крутящий момент Мкр = 2500 Н · м

Размеры: d=60 мм; D=185 мм; D1=135 мм; D2=85 мм Масса m=10,2 кг

Расточки в полумуфтах выполняются по заказу.

Рисунок 11 - Муфта зубчатая

Согласно правилам ГГТН, тормоза в механизмах передвижения нужно устанавливать в определенных случаях, как например если машина, предназначенная для работы в помещении на надземном рельсовом пути и перемещается со скоростью более 0,53 м/с2. Это случай именно такой.

Определение тормозного момента механизма при работе крана в закрытом помещении

Тт.р.мех = Ту0 + Тин0 + Ттр0,

2.7 Выбор тормоза

где Ту0 - момент создаваемый уклоном.

Ту0 = ,

где rk - радиус ходового колеса = 0,2 м;

?k-T - КПД механизма на участке кинематической цепи «приводное колесо-тормоз».

?k-T = ?эл.дв · ?р · ?м = 0,952 · 0,98 · 0,97 = 0,905,

для тележки

Wу0 = б · GТ = 0,002 · 36,4 = 0,0728 кН = 72,8 Н,

Ту0 = = 2,09 Н · м,

для крана

Wу0 = б · Gкр =0,001 · 76,475 = 0,0765 кН = 76,5 Н,

Ту0 = = 2,198 Н · м,

Тин0 - момент инерции

Тин0 = ,



Wин 0 = д · mТ · a = 1,15 · 3,64 · 0,1 = 0,419 кН = 419 Н,

Тин0 = = 12,038 Н · м,

Для крана

Wин 0 = д · mкр · a = 1,15 · 7,647 · 0,1 = 0,8794 кН = 879,4 Н,

Тин0 = Тин0 = = 25,265 Н · м,

где Ттр0 - момент сил трения

Ттр0 = ,

Для тележки

Wтр 0 = ,

где - коэффициент, учитывающий сопротивление движению тележки при троллейном токопроводе = 1,25.

Wтр 0 = = 0,328 кН,

Ттр0 = = 11,506 Н · м,

Для крана

Wтр 0 = ,

Ттр0 = ,



Рисунок 12 - Тормоз серии ТКГ

Для тележки

Тт.р.мех = 2,09 + 12,038 -11,506 = 2,622 Н · м,

Для крана

Тт.р.мех = 2,198 + 25,265 -19,315 =8,148 Н · м,

Выбор типоразмера тормоза

Для тележки и крана предпочтительней выбрать тормоз типа ТГК-160 с электрогидравлическим приводом рисунке 12 и определяем типоразмер таблица 24

Таблица 24 - Тормоз ТКГ

Тип тормоза	L	1	11	a	H	h1	h2	S	D	d	B	b1	b2	b3	b4
ТКГ-160	490	414	200	180	415	180	110	6	160	13	201	116	120	80	90



2.8 Выбор тормозного шкива

Учитывая требуемый диаметр тормозного шкива D=160 и ширину колодок, принимаем тормозной шкив I исполнения рисунке 13 и определяем типоразмер (таблица 25)

Для тормоза тележки и крана выбирается одинаковые тормозные шкивы.

Рисунок 13 - Тормозной шкив

Таблица 25 - Данные тормозного шкива

Размеры, мм	Масса, кг
D	D1	D2	D3	D4	D5	d	d1	B	B1	B2	B3	B4	b	h	c
160	140	65	45	50	100	21,5	11	55	70	60	30	36	4	21,5	1,6	4,1



Заключение

В данном курсовом проекте мы провели расчёт подъёмного механизма исходя из заданных условий: грузоподъемность 6 т, скорость подъема 20 м/мин, высота подъема 12 м, длина перемещения 50 м, длина пролета моста 25 м, грузозахватное устройство «Грейфер», условия - перегрузка угля, время работы в сутки 12 ч, среднеперевозимый груз 2 т, время включения электродвигателя в сутки 12 ч.

Проведя расчёты по заданным условиям выяснили, что выбранные: канат, крюковая подвеска, электродвигатель, редуктор, соединительные муфты и тормоз отвечают правилам и нормам Ростехнадзора и обеспечивают выполнение основных положений технического задания.

Следовательно, можно сделать вывод - спроектированный механизм подъема груза отвечает необходимым критериям работоспособности, обеспечивает выполнение требований технического задания и безопасной эксплуатации.



Список использованных источников

1. Павлов Н.Г., Примеры расчетов кранов. Ленинград, Машиностроение, 1967г., 349 стр.

2. Казак С.А., Дусье В.Е., Кузнецов Е.С., Курсовое проектирование грузоподъемных машин. М.: Высшая школа, 1989г., 319 стр.

3. Наварский Ю.В., Грузоподъемные машины. Екатеринбург, Полиграфист 2006г., 100 стр.

Размещено на Allbest.ru