Кран козловой двухконсольный

Сибирский государственный университет путей сообщения

Кафедра « Механизация путевых, погрузочно-разгрузочных и строительных работ »

Кран козловой двухконсольный

Курсовой проект по дисциплине

«Грузоподъемные машины»

Пояснительная записка

ГПМ 06М09.00.00.00.00 КП

Руководитель Разработал студент

_________ Ткачук А.П. _________ Карамзин В.М.

(подпись) (подпись)

__________ ___________

(дата проверки) (дата сдачи на проверку)

______________________________ ________________________

(запись о допуске к защите) (оценка, подпись преподавателя)

2010 г

Содержание

1. Назначение машины, краткое описание ее устройства и работы. Описание управления машиной и устройств безопасности

2. Определение основных параметров машины и рабочего оборудования. Основание выбора прототипа

3. Расчет механизма подъема груза

3.1 Выбор типа крюковой подвески

3.2 Расчет и выбор каната

3.3 Определение размеров барабана

3.4 Определение потребной мощности. Выбор двигателя

3.5 Кинематический расчет механизма

3.6 Выбор редуктора и соединительных муфт

3.6.1 Выбор муфт

3.6.2 Эскизная компоновка грузовой лебедки

3.7 Проверка двигателя на надежность пуска

3.8 Определение тормозного момента. Выбор тормоза

3.9 Прочностные расчеты узла барабана

3.10 Расчет крюковой подвески

4. Расчет заданных сборочных единиц

4.1 Определение основных размеров

4.1.2 Выбор ходовых колес грузовой тележки

4.2 Определение внешних сопротивлений

4.3 Определение потребной мощности. Выбор двигателя

4.4 Кинематический расчет механизма

4.5 Подбор редукторов, муфт и тормозов

5. Организация надзора за безопасной эксплуатацией грузоподъемных кранов

Список используемой литературы

1. Назначение машины, краткое описание ее устройства и работы. Описание управления машиной и устройств безопасности

кран грузоподъемный козловой безопасный

Кран козловой одноконсольный грузоподъемностью 8 тонн относится к кранам общего назначения и предназначен для погрузки-разгрузки транспортных средств, а также для штабелирования грузов на складских площадках. Данный кран имеет мост (пролетное строение), опирающейся на две опоры, снабженные рельсоколесными ходовыми частями. По мосту перемещается тележка. Части моста выступающие за опоры называются консолями. Возможность выхода грузовой тележки на консоль поз-

воляет располагать под ней транспортные рельсовые и безрельсовые пути, а площадку под пролетной частью моста использовать для устройства склада или технологического объекта. Помимо этого увеличивается общая площадь складирования.

Кран козловой одноконсольный (рис.1) состоит из несущей конструкции – моста 1, опирающегося на жесткие (при длине пролета до 25 метров включительно применяются жесткие опоры) опоры 2. Каждая опора соединена с ходовой тележкой 3. Передвижение крана по рельсовому пути осуществляется механизмом передвижения крана 4, расположенным на ходовых тележках. Вдоль моста перемещается ходовая тележка 5, несущая грузозахватный орган 6.

Краны выполнен с управлением из кабины. При пролетах до 25 м кабины обычно устанавливают на одной из опор или на мосту около опоры.

Кран оборудуется следующими устройствами безопасности:

а) ограничителем грузоподъемности, который не допускает перегрузку более чем на 25%, б) ограничителями рабочих движений для автоматической остановки механизма подъема груза, механизма передвижения крана и грузовой тележки, в) устройством для автоматического снятия напряжения с крана при выходе на галерею, г) противоугонными устройствами

2. Определение основных параметров машины и рабочего оборудования. Основание выбора прототипа

2.1 Основные размеры крана

Высота пролетного строения (моста) Н_к, м:

 . (2.1)

где L – пролет, L=16м(по заданию).

.

База крана В, м:

, (2.2)

где Н - высота подъема груза, Н=9м (по заданию)

.

База грузовой тележки А_т, м:

.

Колея грузовой тележки К_Т,м:

(2.3)

.

Ширина главной балки , м:

, (2.4)

.

Высота опор h₁, м:

, (2.5)

.

Ширина опоры внизу ₂,м:

Габаритная длинна моста С, м:

,

Где L_к– суммарная длинна консолей, L_к=16м.

Габаритная ширина крана А, м:

, (2.6)

Внутренний и наружный габарит ходовой тележки а₁=0,8ми а₂ 0,8м соответственно.

Высота ходовой тележки h=1м

2.2 Масса двухконсольного козлового крана m_кк, кг:

, (2.7)

где m_к – масса бесконсольного козлового крана, кг.

, (2.8)

где Q – грузоподъемность, 12,5·10³кг.

.

По исходным данным и полученным размерам выбран прототип: кран козловой электрический КК–К–12, –25–9–0,21–0,83–1,05 ГОСТ 7352–88 (2)

Таблица 1

3. Расчет механизма подъема груза

3.1 Выбор типа крюковой подвески

Принимается нормальна крюковая подвеска. Ориентировочно массу подвески можно принять 2-5% от ее грузоподъемности

3.2 Расчет и выбор каната

Выбор типа и кратности полиспаста

Принимается сдвоенный полиспаст, кратность полиспаста U_п=3 .

Наибольшее натяжение каната F_к, Н:

, (3.1)

N – число ветвей каната наматываемых на барабан (N=2)

η_п- КПД полиспаста.

, (3.2)

η_бл – КПД блока на подшипниках качения, η_бл=0,98 (1)

Q – промежуточная грузоподъемность, кг.

, (3.3)

где m_под – масса крюковой подвески, кг.

, (3.4)

,

Разрывное усилие каната в целом:

, (3.5)

где Z_р– коэффициент запаса прочности, Z_р=4,5(1)

По ГОСТ 2688-80 принимается канат двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6х19 (1+6+6/6)+1.о.с.. Маркировочная группа проволок 1570, разрывное усилие 98,95кН, диаметр каната d_к= 14мм.

Условное обозначение принятого каната: канат 14-Г-В-Н-1570 ГОСТ 2688-80

3.3 Определение размеров барабана

Диаметр барабана по дну канавок D_б, м:

, (3.6)

где h₁ – коэффициент выбора минимального диаметра барабана, h₁=18

, предварительно принят D_б=250мм=250·10^-3м.

Диаметр барабана по средней линии навиваемого каната D, м:

, (3.7)

.

Длина двухканатного барабана L_б, м:

, (3.8)

где L_р – длинна рабочей части барабана, м; L_к– длинна для закрепления каната, м (L_к=0, т.к. канат крепится клином); L_н– не нарезанная часть, принято L_н=200·10^-3м.

, (3.9)

где z_р – число рабочих витков на барабане; z_з- число запасных витков (z_з=1,5(1)); t-шаг навивки (t=16мм(1))

, (3.10)

.

Принято L_б=1,400м=1400мм.

Проверим соотношение:

, оно не должно выполняться.

, тогда конструктивно увеличим диаметр барабана D_б=320мм=320·10^-3м.

,

,

Принято L_б=1,150м=1150мм.

3.4 Определение потребной мощности. Выбор двигателя

Максимальная статическая мощность, которую должен развивать двигатель, P_{ст.макс}., Вт:

, (3.11)

где η_пр- КПД привода, η_пр=0,9(1); v_Г- скорость подъема груза, v_Г=0,63м/с(по заданию)

, (3.12)

Принят двигатель MTF 411-6.

Таблица 2 - Основные параметры электродвигателя.

3.5 Кинематический расчет механизма

Передаточное число привода U_пр:

, (3.13)

где _дв- частота вращения двигателя об/с, _дв=15,75об/с; _бр- частота вращения барабана об/с.

, (3.14)

.

Крутящий момент на двухканатном барабане Т_бр, Нм:

, (3.15)

3.6 Выбор редуктора и соединительных муфт

Типоразмер редуктора выбирают путем сравнения эквивалентного вращающего момента на выходном валу Т_э и эквивалентной консольной нагрузки F_э с ближайшими большими номинальными вращающим моментом редуктора Т_ном и консольной нагрузкой F_Т, а также по требуемому передаточному числу u_тр и частоте вращения входного вала редуктора _р:

, (3.16)

 (3.17)

, (3.18)

, (3.19)

 , (3.20)

, (3.21)

, (3.22)

где Т_р и F_р – максимальный расчетный момент и максимальная расчетная радиальная нагрузка на выходном валу редуктора, Т_р=Т_бр=7,250·10³Нм и F_р=F_к=21,707·10³Н; кд- коэффициент режима работы; к_дв- коэффициент, зависящий от группы двигателя, к_дв=1(1); к_пв - коэффициент, зависящий от продолжительности включения, к_пв=0,67(1); к_с- коэффициент, зависящий от продолжительности работы редуктора t, ч, в течение суток, к_с=1;

к_м- коэффициент, зависящий от группы приводимых машин, к_м=1(1); к_рев- коэффициент реверсивности, к_рев=0,75(1).

,

,

.

Так же должно выполняться условие:

. (3.23)

Предварительно принят редуктор Ц2-400МРЗ-20Ц_вхМ

Таблица 3 - Основные параметры редуктора.

Условия 3.16, 3.17, 3.18 выполняются.

, условие 3.22 выполняется.

,

, условие 3.23 выполняется.

Окончательно принят редуктор Ц2-400МРЗ-20Ц_вхМ.

3.6.1 Выбор муфт

Расчетный вращающий момент Т_мр, Нм:

, (3.24)

где Т_м- действующий вращающий момент; (Т_м)- допускаемый (табличный) вращающий момент который способна передавать муфта; k- коэффициент запаса прочности.

, (3.25)

, (3.26)

где k₁- коэффициент, учитывающий степень ответственности соединения, k₁=1,3; k₂- коэффициент режима работы, k₂=1; k₃-коэффициент углового смещен, k₃=1,25.

.

.

.

Расточка отверстия полумуфты:

- для присоединения вала двигателя 65мм;

- для присоединения вала редуктора 50мм;

-для тормозного шкива 50мм.

По расчетному вращающему моменту принята муфта зубчатая, с промежуточным валом тип 2.

Таблица 4 - Параметры муфты

Таблица 4.1 - Параметры полумуфты с тормозным шкивом

3.6.2 Эскизная компоновка грузовой лебедки

Расположение двигателя , обеспечивающее равномерное распределение нагрузки на ходовые колеса определяется из соотношения:

, (3.27)

где G1 и G2 – вес редуктора и двигателя соответственно.

, (3.28)

, (3.29)

где m_р - масса редуктора кг, m_р=385кг; m_дв- масса двигателя кг, m_дв=280кг.

,

,

l₄ принято 0,7м.

Эскизная компоновка грузовой лебедки представлена на рис. 2.

3.7 Проверка двигателя на надежность пуска

Время разгона механизма t_п, с:

, (3.30)

где ω_н – номинальная угловая скорость движения; δ – коэффициент учитывающий моменты инерции вращающихся масс привода, δ=1,2(1); Iр –момент инерции ротора двигателя; I_гр момент инерции груза приведенный к валу двигателя:

, (3.31)

Т_ср.п – средне пусковой момент двигателя:

, (3.32)

Т_с – статический момент сопротивления при подъеме номинального груза:

, (3.33)

Т_н – номинальный момент двигателя:

, (3.34)

,

,

,

Время разгона механизма подъема t_п=1..2с(1) – условие выполняется.

Кроме того должно выполняться условие

, (3.35)

где а_ф - фактическое ускорение поднимаемого груза:

, (3.36)

(а) – наибольшее допускаемое ускорение поднимаемого груза, (а)=0,6м/с²

,

, условие 3.25 выполняется.

3.8 Определение тормозного момента. Выбор тормоза

По диаметру тормозного шкива D_т=300мм, выбран тормоз ТКГ 300.

Таблица 5 - Параметры тормоза

Проверка по условию:

, (3.37)

где Т_тк – каталожное значение тормозного момента; Т_тр – расчетный крутящий момент на валу тормоза:

, (3.38)

где К_т – коэффициент запаса торможения, К_т=1,5(1); Т_р – крутящий момент при торможении на валу, на котором установлен тормоз Т_р=377,62Нм (из формулы 3.26).

,

.

Условие 3.37 выполняется.

3.9 Прочностные расчеты узла барабана

Напряжение сжатия при однослойной навивке σ_сж, Па:

, (3.39)

где (σ) – допускаемое напряжение, для чугуна СЧ 15 при группе режима ЗМ (σ)=100МПа(1); δ – толщина стенки барабана:

, (3.40)

,

.

Условие 3.39 выполняется.

Максимальный изгибающий момент:

, (3.41)

.

Напряжение изгиба:

, (3.42)

где W – момент сопротивления поперечного сечения барабана:

, (3.43)

,

.

Касательные напряжение при кручении барабана:

, (3.44)

W_р – полярный момент сопротивления барабана:

, (3.45)

Приведенные напряжения:

, (3.46)

где σ_норм – нормальные напряжения:

, (3.47)

.

Условие 3.46 выполняется.

Эскизная компоновка узла барабана представлена на рис. 3, где

а₁=86·10^-3м=86мм;

а₂=49·10^-3м=49мм;

а₃=13,5·10^-3м=13,5мм;

а₄=43,4·10^-3м=43,4мм;

l_ст=98·10^-3м=98мм;

L_ро=1,443м=1430мм;

Нагрузки на ось F₁ и F₂, Н:

, (3.48)

, (3.49)

,

.

Определим максимальный изгибающий момент.

Реакции опор R_А и R_г:

, (3.50)

, (3.51)

.

, (3.51)

, (3.52)

Изгибающий момент в сечении 1-1:

, (3.53)

.

Изгибающий момент в сечении 2-2:

, (3.54)

.

Приведенный момент:

, (3.55)

.

Диаметр вала:

, (3.56)

где (σ_-1) – допускаемые напряжения, МПа:

, (3.57)

где σ_-1 – предел выносливости материала, для углеродистой стали σ_-1=0,45σ_в;

σ_в – временное сопротивление, для Стали 60, σ_в =930МПа(4); К₀ – коэффициент учитывающий конструкцию детали, К₀ =2 (1); (n) – допускаемый коэффициент запаса прочности, (n) =1,4 (1).

,

,

Окончательно принят d_в = 75мм.

Ось барабана d₂, проверяется по формуле, предварительно d₂=60мм:

, (3.56)

.

Прочность оси достаточна.

Подшипник оси выбирается по диаметру отверстия D₁ в полумуфте редуктора, D₁ = 110мм. Подшипник вала выбирается по диаметру внутреннего кольца, d_п =d_в-(5…10)мм.

.

Предварительно для оси назначим подшипник роликовый 22310 60х110х22,

С₀=43·10³Н. Для вала подшипник роликовый 22314 70х150х35, С₀=102·10³, С=151·10³.

Подшипник оси установлен в полумуфте редуктора, оба его кольца вращаются совместно. Подшипник выбирается путем сравнения требуемой величины статической грузоподъемности Р₀ (эквивалентной статической нагрузки) с ее табличным значением по каталогу С₀, Р₀ = R_А = 22,568·10³Н:

, (3.57)

.

Условие 3.57 выполняется.

Подшипник вала проверим на долговечность в часах L_h, она должна быть не менее (L_h)=20000 часов (3).

, (3.58)

где р – показатель степени, для роликовых подшипников 10/3 (3); Р – эквивалентная нагрузка Н:

, (3.58)

где F_r – радиальная нагрузка, F_r=R_Г=20,87·10³ Н; V – коэффициент вращения, V=1 (3);

К_б – коэффициент безопасности К_б=1,3(3); К_Т – температурный коэффициент К_Т=1(3).

,

,

.

Условие 3.58 выполняется.

3.10 Расчет крюковой подвески

Выбор крюка:

По грузоподъемности Q_нетто =12,5т и группе режима работы 3М принята заготовка крюка №17 тип А.

Таблица 6 - Основные размеры крюка.

Проверочный расчет хвостовика:

, (3.59)

где d₀ – наименьший диаметр хвостовика (внутренний диаметр резьбы d₀=58мм); (σ) – допускаемые напряжения при растяжении МПа:

, (3.60)

где n – коэффициент запаса прочности, n =5(1); σ_т – предел текучести при растяжении МПа, σ_т=250МПа (1):

,

.

Прочность достаточна.

Определение размеров блоков:

, (3.61)

, (3.62)

где D_бл2 и D_бл3 – диаметр по дну желоба направляющего и уравнительного блоков соответственно; h₂ и h₃ – коэффициенты выбора минимальных диаметров направляющего и уравнительного блока соответственно, h₂ = 20, h₃ = 14 (1).

,

.

Таблица 7 Основные размеры блоков.

Выбор подшипников блоков

Ширина подшипника В, мм:

, (3.63)

где l_ст – длина ступицы, мм; δ – толщина стопорного кольца мм, δ=5мм(1).

.

Выбран подшипник 208 40х80х18.

Упорный подшипник крюка выбирается по диаметру ненарезанной части крюка, d=85мм, и проверяются по статической нагрузке G_ст, Н:

, (3.64)

.

Принят подшипник упорный шариковый одинарный 8217 85х1250х31, С₀=235·10³Н .

Высота гайки крюка Н, мм:

, (3.65)

где l₂ – длина нарезанной части хвостовика, мм.

.

Должно выполняться условие:

, (3.66)

, (3.67)

где t – шаг резьбы мм, t = 3мм; (р) – удельное давление в резьбе МПа, (р) =10МПа (1) .

.

.

Условие 3.66 выполняется.

Ширина траверсы B, мм:

, (3.68)

.

Высота траверсы h, мм:

, (3.69)

где Н₁ – высота упорного подшипника.

.

Диаметр отверстия в траверсе под хвостовиком крюка d_т, мм:

, (3.70)

.

Диаметр цапфы , но не больше диаметр оси блоков:

, (3.71)

, принято 40мм.

Толщина серьги, мм:

, (3.72)

где (σ_см) – допускаемое давление на смятие, (σ_см)=100МПа.

Ширина серьги, мм:

, (3.73)

.

Эскизная компоновка крюковой подвески, расчетные схемы оси блоков и траверсы изображены на рис.3.

Расчет оси блоков.

Таблица 8 - К расчету оси блоков

,

Реакции опор R_А =R_В:

, (3.74)

, (3.75)

,

.

Изгибающие моменты в сечениях 1-1 и 2-2 (рис.3а):

, (3.76)

.

, (3.77)

,

Диаметр оси блоков проверяется на прочность по условию:

, (3.78)

где (σ_изг) – допускаемое напряжение изгиба, по формуле 3.60, (σ_изг)=177МПа.

.

Расчет траверсы.

Реакции опор R_А = R_В:

, (3.79)

, (3.80)

Изгибающий момент в сечении 1-1 (рис. 3 б), Нм:

, (3.81)

.

Проверка траверсы на напряжения изгиба от момента в среднем сечении, ослабленном отверстием для крюка:

, (3.82)

где W- момент сопротивления сечения траверсы относительно горизонтальной оси:

, (3.83)

,

Проверка цапф траверсы на напряжения изгиба:

, (3.84)

где М_ц – изгибающий момент у основания цапфы:

, (3.85)

.

4. Расчет заданных сборочных единиц

4.1 Определение основных размеров

4.1.1Выбор ходовых колес крана

Рисунок 4 Схема к определению максимальной нагрузки на колесо.

, (4.1)

где G_М – вес крана; G_Т – вес тележки:

, (4.2)

где G_каб – вес кабины, G_каб =14кН:

,

.

Приводное колесо: двухребордное, D = 500мм, исполнение 1. К2РП-500-1ОСТ 24.09-75

Неприводное: К2РН-500ОСТ 24.09-75. Тип рельса: Р43

Выбранный рельс проверим по условию:

, (4.2.1)

где В – ширина дорожки катания колеса, В=100мм (1); b – ширина головки рельса, b = 70мм.

,

Условие 4.2.1 выполняется.

Проверка колеса по напряжению смятия при точечном контакте, МПа:

, (4.3)

где (σ_N) – допускаемое напряжение при приведенном числе оборотов N за срок службы; К – коэффициент, зависящий от отношения радиуса закругления головки рельса R к диаметру поверхности катания колеса,

К = 0,119(1); К_τ - коэффициент, учитывающий влияние тангенсальной нагрузки на напряжения в контакте, К_τ = 1,1(1) ; К_Д – коэффициент динамичности:

, (4.4)

где а_ж – коэффициент, зависящий от жесткости кранового пути, а_ж=0,2(1).

,

, (4.5)

где (σ₀) – допускаемое напряжение, (σ₀) =700МПа, Сталь 50(1) ;