Проэкт козлового крана

Частота вращения – nэл = 855 об/мин.Максимальный крутящий момент - М = 39 Н*м.Номинальный крутящий момент электродвигателяКоэффициент пусковой перегрузкиУсловие = 2,58ф = 1,4 выполняется.Для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП. [3]Расчетный крутящий момент на муфте для быстроходного вала определим по формулеМр.м.б. = К1*К2*К3 *Мст.дв = 1,4*1,3*1*49 = 89 Н*мгде К1 = 1,4 – коэффициент ответственности передачи;К2 = 1,3 – коэффициент условий работы;К3 = 1 – коэффициент углового смещения;Мст.дв. – крутящий момент от внешней нагрузки на быстроходном валу редуктора.Подбираем типоразмер муфты МУВП.Наибольший крутящий момент, передаваемый муфтой – 35 Н*м.Диаметр тормозного шкива- 100 мм.Уточним время разгонагде - маховой момент механизма передвижения, приведенный к быстроходному валу.Ми – избыточный момент, создаваемый электродвигателем в период разгона механизма.Ми = Мср.п. – Мст.дв. = 24,16 – 3,58 = 20,58 Н*мгде Мср.п. – среднепусковой момент двигателяМср.п. = 1,6 * Мн = 1,6*15,1 = 24,16 Н*мгде iм – передаточное число механизмагде nк – частота вращения приводного колеса.Ускорение при разгоне3.5. Выбор редуктора для механизма передвиженияМеханизм передвижения состоит из двухступенчатого цилиндрического редуктора и открытой цилиндрической зубчатой передачи.Принимаем передаточное число открытой зубчатой передачиiз.п. = 2,8Тогда передаточное число редуктора определим по формулеПринимаем iред = 11Расчетный эквивалентный крутящий момент на тихоходном валу редуктора определим по формулеМэ = Кд * Мст.т = 0,45 * 41,96 = 18,8 Н*мгде Мст.т. – статический крутящий момент на тихоходном валу редукторагде з.п. = 0,96 – к.п.д. открытой зубчатой передачи. Подбираем двухступенчатый цилиндрический редуктор Ц2У-100-. [2]Передаточное число редуктора - iред. = 12,5.Крутящий момент на тихоходномвалу редуктора - Мт = Мн*Кд = 250*1,6 = 400 Н*мгде Кд = 1,6 – повышающий коэффициент для режима работ;Мн = 250 Н*м – номинальный крутящий момент на тихоходном валу редуктора.УсловиеМэ= 18,8 Н*м ≤ Мт = 400 Н*мвыполняется.3.6. Выбор тормоза для механизма передвижения кранаОпределим максимальное сопротивление передвижению крана при трогании с места без учета массы груза.Wмакс = Wтр + Wу+ Wин =0,078 + 0,044 + 0,49 = 0,612 кНгдеWу = α*Qкр * g = 0,005*0,9 * 9,81 = 0,044кНОпределим силу сцепления колес с рельсамиWсц =Gсц * сц = 8,83 * 0,12 = 1,06 кНгде сц = 0,12 – коэффициент сцепления колес с рельсами;Gсц – сцепной вес крана.где Zв = 4 – число ведущих колес;Z = 8 – общее число колес.Определим запас сцепления приводных колес с рельсамиЗапас сцепления достаточен.Определим необходимый тормозной момент.Мт = Мизб – Мсопр.дв = 224 – 6,57 = 217,4 Н*мгде Мизб – избыточный момент создаваемый тормозом одного механизма передвижения.где tт – время торможения.где jср = 0,45 м/с2 – среднее ускорение при торможении.Мсопр.дв – момент сопротивления на валу электродвигателя при торможении.Подбираем тормоз для механизма передвижения из условияМт.н. МтПодбираем тормоз ТКП-100.Диаметр тормозного шкива- 100 мм.Номинальный тормозной момент- Мт.н. = 20 Н*м.3.7. Размеры открытой зубчатой передачиРазмеры открытой зубчатой передачи механизма передвижения определяем из условия геометрической компоновки.Числа зубьев колес:- шестерня- z1 = 11;- колесо- z2 = 31;- паразитное колесо- z3 = 21.Модуль передачи- m = 10 мм;Делительные диаметры колес:- шестерня- d1 = m * z1 = 10 * 11 = 110 мм;- колесо- d2 = m * z2 = 10 * 31 = 310 мм;- паразитное колесо- d3 = m * z3 = 10 * 21 = 210 мм.4. Расчет механизма передвижения тележкиМеханизм передвижения тележки предполагается выполнить по кинематической схеме, показанной на рис.5.Рис.5. Кинематическая схема механизма передвижения тележкиДля передачи крутящего момента от двигателя к приводным колесам использован вертикальный редуктор типа ВКН. Вал двигателя соединен с быстроходным валом редуктора втулочно-пальцевой муфтой, на одной половине которой установлен колодочный тормоз с электрогидротолкателем.Сопротивление, кгс, передвижения тележки с номинальным грузом, при установившемся режиме работы определяем по формуле , где Q=500 0кгс – номинальный вес поднимаемого груза;GT – собственный вес крановой тележки; из графиков (рис. 44 /1/), построенных по характеристикам выпускаемых кранов, принимаем GT=10000 кгс;Dк – диаметр ходового колеса тележки.Для данной грузоподъемности предварительно можно выбрать диаметр колеса, пользуясь рекомендациями табл. 25 /1/. Принимаем двух реберное колесо с цилиндрическим профилем обода, диаметром Dк=250 мм (прил. LIX, LVI /1/);d = (0,25…0,30) Dк – диаметр цапфы, мм;f = 0,015 – коэффициент трения в подшипниках колес; подшипники выбираем сферические двухрядные (табл. 26 /1/);μ = 0,03 см – коэффициент трения качения колеса по плоскому рельсу (табл.27 /1/). Изготовляем колесо из стали 65Г (ГОСТ 1050-74), твердость поверхности катания НВ 320…350;kp = 2,5 – коэффициент, учитывающий сопротивление от трения реборд колес о рельсы и от трения токосъемников о троллеи (табл. 28 /1/); Wцк – сопротивление, кгс, передвижению от уклона. Уклон ненагруженной главной балки принимаем равным нулю;WB – сопротивление передвижению от действия ветровой нагрузки, определяемое по формуле /1/. При расчете мостовых кранов, работающих в закрытых помещениях, принимают WB=0.Наибольшее сопротивление передвижению тележки с номинальным грузом при установившемся режимекгс.Статическое сопротивление передвижению тележки при поднимаемом грузе и при не нагруженной тележке приведены в табл. 2.Двигатель механизма передвижения тележки выбираем по пусковому моменту. Значение пускового момента должно быть таким, при котором отсутствует пробуксовка ведущих колес незагруженной тележки по рельсам, а коэффициент запаса сцепления должен быть не меньше 1,2.Для предварительного выбора двигателя определяем сопротивление передвижению загруженной тележки в пусковой период кгс,где а – среднее ускорение тележки при пуске, м/с2 (табл. 29 /1/).Мощность предварительно выбираемого двигателякВт,где ψср – средняя кратность пускового момента,;ψmax, ψmin – соответственно максимальная и минимальная кратность пускового момента.Расчетная мощность двигателей механизма передвижения, определенная с учетом инерционных нагрузок, должна удовлетворять условию , где кВт;- условие удовлетворяется. По каталогу (прил. XXXIV /1/) предварительно принимаем электродвигатель с фазным ротором МТF 211-6 мощностью N= 1,5 кВт n=915хв-1 (ω=95.77рад/с), Jp=0,0117кгс·м·с2, Mn.max=19.5кгс*м. Mн=9.59кгс*м, Mс= (2.03* Мн. +1.1* Мн. )/2=15.02кгс*м.5. Расчёт металлоконструкцииОпределяем изгибающий момент при положении тележки в середине. Определяем момент сопротивления сечения. - Коэффициент снижения дополнительных напряжений, для балок, не имеющих вспомогательных элементов для обеспечения её устойчивости. Для L=10м - т.к. мост состоит из 2х швеллеров.Выбираем швеллер №30 с и Сталь 3.Проверочный расчёт: Определяем изгибающий момент с учётов веса мо, , ЗаключениеВ данном курсовом проекте изложены: 1) общие расчеты механизмов козлового крана грузоподъемностью 0,5 т, скорость подъема груза 11 м/мин, высота подъема груза 7 м, пролет 12 м;2) методика выбора и проверки электродвигателей, редукторов, муфт и тормозов механизмов подъема груза и передвижения тележки;3) методика расчета металлоконструкции стяжки крана.Литература1. Черкасов А.Н. Грузоподъемные машины. Учебное пособие. М.: РГОТУПС, 2001.2.Подъемно-транспортные машины. Атлас конструкций /Под ред. М.П. Александрова и Д.Н. Решетова. – М.: Машиностроение, 1987.3.Вансон А.А. Строительные краны. М.: Машиностроение, 1969.4.Невзоров Л.А. и др. Башенные краны. Учебник для профтехучилищ. М.: Высшая школа.1976.