Протиугінне захоплення козлового крана або перевантажувача - ПУБЛІЧНА БІБЛІОТЕКА
ФЕДЕРАЛЬНЕ АГЕНТСТВО З ОСВІТИ
Федеральна державна освітня установа вищої професійної освіти
«СИБІРСЬКИЙ ФЕДЕРАЛЬНИЙ УНІВЕРСИТЕТ»
Кафедра: «ПТМ та Р»
Протиугінне захоплення козлового крана або перевантажувача
Виконав: студент групи НТ 23-1
Перевірив: А.Ю. Смолін
1. Загальний розрахунок механізму пересування крана
1.1 Опір пересування крана
1.2 Вибір двигуна
1.3 Вибір редуктора
1.4 Вибір гальма
1.6 Фактичний час запуску механізму пересування крана без вантажу
1.7 Фактичний час гальмування механізму пересування крана
2. Загальний розрахунок протиугінного захоплення
2.1 Зусилля у кліщових захватах
2.4 Механізм підйому клина
2.4.1 Вибір канату.
2.4.2 Вибір барабана.
2.4.3 Вибір двигуна
2.4.4 Вибір редуктора
2.4.5 Вибір гальма
2.4.6 Вибір муфти
3. Розрахунок на міцність важеля протиугінного захоплення
Список використаних джерел
За завданням у цьому проекті було розроблено протиугінне захоплення з клиновим механізмом замикання кліщів, який призначений для утримання крана на рейках у неробочому стані від сили вітру. Цей автоматичний протиугінний пристрій є найбільш простим і надійним, водночас це один з найважливіших елементів крана. Вони регламентовані низкою обов'язкових нормативних документів. При використанні машинного приводу передбачається можливість приведення в дію пристроїв вручну або встановлюватися ручні додаткові захвати або стопори.
Встановлюються протиугінні захоплення на нижніх ригелях опор крана,захоплення здійснюється, як правило, за головки рейок.
1.Загальний розрахунок механізму пересування крана
Параметри прототипу крана:
вантажопідйомність Q = 100 тонн;
швидкість руху крана Vпер = 0,653 м/сек;
висота підйому H = 18 м;
режим роботи – 4М;
вага крана Gк = 193,2 тонн.
Приймаємо схему балансу перевантажувача з 4 колесами на одній рейці і з чотирьохрейковим ходом (рис. 1.)
Мал. 1. Схема чотириколісних балансувань перевантажувачів: 1 - приводне колесо; 2 - непривідне колесо
Малюнок 1.1. Кінематична схема пересування крана.
1 - двигун, 2 - гальмо, 3 - муфта, 4 - редуктор, 5 - колесо.
1.1 Опір пересування крана
Приймаємо параметри ходових коліс:
діаметр ходових коліс Dх.к. = 710 мм /1, стор 314/;
діаметр цапфи dц = 180 мм /1, стор 314/;
коефіцієнт тертя підшипників, приведений до цапфи колеса мц = 0,02 /1, стор 237/;
коефіцієнт тертя кочення сталевих коліс по рейках f = 0,0008 м /1, стор 421/;
коефіцієнт, що враховує тертя реборд і ступиць коліс
kр = 2,5 /2, стор 33/.
Опір пересування крана:
Wc = Wтр + Wу + Wв, (1.1)
де Wтр - опір від тертя в ходових частинах прямолінійному ділянці шляху, кН;
Wу - опір створюваний ухилом шляху, кН;
Wв – опір від вітрового навантаження Pв, кН;
Опір від тертя в ходових частинах на прямолінійній ділянці шляху визначається за формулою:
де Q – номінальна вантажопідйомність крана, кг;
kр - коефіцієнт, що враховує додаткові зчеплення від тертя реборд ходових коліс та торців ступиць колеса.
Опір створюваний ухилом шляху, визначаєтьсяза формулою:
Wу = б (Gк + Q) = 0,001 (1879,6 + 981) = 2,86 кН; (1.3)
де б - ухил рейкового шляху крана, /3, стор 41/.
Опір від вітрового навантаження Pв визначається за формулою:
де Fп. - розрахункова навітряна площа конструкції та вантажу, м2 /1, стор 54/;
Pв - вітрове навантаження, Па визначається за формулою:
Pв = q k з n = 500 1,75 1,5 1 = 1312 Па; (1.5)
де q - динамічний тиск (швидкісний напір) вітру, Па /1, стор 54/;
k - коефіцієнт, що враховує зміну динамічного тиску за висотою, k = 1,75/1, стор 55/;
с - коефіцієнт аеродинамічної сили, с = 1,5 /1, стор 56/;
n - коефіцієнт навантаження, робочого стану, n = 1 /1, стор. 55/.
Підставимо знайдені значення Fп. і Pв формулу (1.4) отримуємо:
Wв = 1312 36 = 47, 25 кН.
Підставивши знайдені значення опорів у формулу (1.1) отримуємо опір пересування крана
Wc = 52, 37 + 2,86 + 47,25 = 102,5 кН.
1.2 Вибір двигуна
Статична потужність механізму:
де з – к.п.д. механізму, з = 0,9
Потужність одного двигуна:
де m – число двигунів механізму пересування, приймаємо 4.
Приймаємо двигун MTF 411-8/1, с. 241/ з характеристикою:
потужність N = 18 кВт, кількість обертів nд. = 700 об/хв,
максимально розвивається момент М = 569 Нм,
момент інерції ротора Jр. = 0,537 кг · м2;
маса m = 280 кг.
1.3 Вибір редуктора
Передатна кількість механізму пересування
де nкол - частота обертання колеса, що визначається за формулою
Приймаємо чотири редуктори ВКУ-610М з передатним числом, рівним 40 /4, стор 300/.
Необхідний гальмівний момент
де Gп. - вага крана безвантажу, кН, Gп. = 1879,6 кН;
mпр. - наведена маса, кН·с2/м·т, mпр = 1147,7 кН·с2/м·т /5, стор 117/;
a - уповільнення при гальмуванні, м/с2, a = 0,1 м/с2 /5, стор 117/;
cто - питомий опір руху від сил тертя,
cто = 0,7 /5, стор 116/.
Необхідний гальмівний момент одного гальма
де m - число гальм механізмів пересування
Вибираємо гальмо ТКГ-200 /1, стор. 284/ з гальмівним моментом Mот = 300 Нм.
Приймаємо муфту пружну втулочно-пальцеву, з номінальним моментом, що обертає Мт = 500 Нм /7, с. 190/, здатну компенсувати незначні похибки взаємного розташування валів, що з'єднуються, і пом'якшувати динамічні навантаження.
1.6 Фактичний час пуску механізму пересування крана без вантажу
Номінальний момент двигуна
Середньопусковий момент електродвигуна трифазного струму з фазним ротором:
Момент статичного опору на валу двигуна під час пуску:
де з - ККД механізму пересування / 3, стор. 23/;
U - загальна передатна кількість механізму пересування крана (1.7);
Wc - загальний опір пересування крана, Н.
Момент інерції муфти швидкохідного валу
де m і D – маса та найбільший діаметр муфти /3, табл.1.36/.
Момент інерції ротора двигуна та муфти швидкохідного валу:
Фактичний час запуску механізму пересування крана без вантажу /3,стр.30/
Коефіцієнт, що враховує вплив мас приводу механізму, що обертаються, д=1,2.
1.7 Фактичний час гальмування механізму пересування крана без вантажу
Фактичний час гальмування механізму пересування крана без вантажу
де - фактична швидкість пересування крана:
відрізняється від найближчого значення 0,63 м/с із стандартного ряду/3/ на 2,4%, що допустимо.
2.Загальний розрахунок протиугінного захоплення
2.1 Зусилля в кліщових захватах
Необхідна кількість протиугінних захоплень
де Pпр. - зусилля опору зсуву, створюване одним протиугінним захопленням, Pпр. = 10 год 50 тонн, приймаємо Pпр. = 10 т.
k - коефіцієнт запасу, k = 1,2/4, стор 125/.
Так як на кран встановлюють не менше 2 протиугінних захватів, приймаємо n = 2, розміщуючи їх посередині балки.
Необхідне зусилля натискання кліщів на рейку
де f1 - коефіцієнт тертя планок кліщів про рейку;
f1 = 0,30 (для загартованих губок з насічкою) /4, стор 126/.
де 1,05 - коефіцієнт запасу /4, стор 126/;
- ккд, що враховує втрати в опорах (шарнірах) кліщів,
= 0,96 (при опорах кочення) /4, стор 126/,
a = 112,5 мм/рис. 2/,
b = 1250 мм/рис. 2/,
Pп. - зусилля у пружині, кН, визначається за формулою:
де ц - коефіцієнт запасу натискання пружини, ц = 1,5 год 2 /4, стор 127/,
Gр. - вага важеля, кг, приймаємо Gр = 50 кг = 500 Н;
з = 750 мм/рис. 3/;
Після встановлення всіх параметрів у формулу (2.3) отримуємо
Мал. 2. Схема сил, що діють на кліщовий захват
Мал. 3. Схема визначення зусилля у пружині
Вагу клину визначаємо за формулою:
де б - кут нахилу робочої поверхні клина до вертикалі, приймаємо б = 10 ° / 4, стор 126 /;
пор. - Коефіцієнт опору коченню ролика по площині клина, порівн. = 0,2 (при підшипниках) /4, стор 127/.
Хід клина впливає на канатоємність барабана лебідки підйому клина. Хід клина визначається величиною відходу планок кліщів від головки рейки та пружним прогином важелів. Враховуючи неточність стикування рейок, відхід планок губокприймаємо для перевантажувачів 8 мм.
Загальний хід клина/рис. 4/
де kx - коефіцієнт запасу ходу клина, що компенсує зношування планок, а також неточності виготовлення та монтажу, kx = 1,5 /4, стор 128/;
- хід клина, що визначається зазором між планкою важеля та рейкою;
- хід клина, який визначається пружним прогином важеля кліщів;
Мал. 4. Схема визначення ходу клина
Хід клина, що визначається зазором між планкою важеля та рейкою, визначається за формулою:
де - хід верхнього кінця важеля при відході нижнього кінця величину Д.
Хід клина, який визначається пружним прогином важеля кліщів, визначається за формулою:
де - прогин верхнього кінця важеля під впливом зусилля T.
Тоді загальний хід клину:
2.4 Механізм підйому клина
де U - кратність поліспасту/рис. 2/, U = 1;
з – к.п.д. поліспасту, з = 1;
Q – вага клина, кг, Q = Gкл = 682,6 кг;
Необхідне розривне зусилля
де k - коефіцієнт запасу міцності, k = 4/2, стор 55/
Приймаємо канат ЛК-З /1, стор. 247/: діаметр каната dк = 8,1 мм; площа перерізу всіх дротів F = 24 мм2; розривне зусилля F0 = 31,9 кН.
2.4.2 Вибір барабана
Dб = dк e = 8,1 16 = 130 мм; (2.9)
де e = 16 (для барабана) /1, стор 250/.
Приймаємо діаметр барабана Dб = 130 мм.
де Lк – довжина каната, Lк = 2,082 м; /2, стор 60/;
t - крок витка, мм, t = 10 мм/2, стор 60/;
m – число шарів навивки, m = 1;
ц - коефіцієнт не щільності навивки, ц = 0,9 (для гладких барабанів) /2, стор 60/
Приймаємо довжину барабана Lб = 60 мм.
2.4.3 Вибір двигуна
Статична потужність механізму
де з – к.п.д. механізму, з = 0,97
Vп - швидкість підйомуклину, м/сек, Vп. = 0,2 м/с.
Приймаємо двигун MTF 011-6 /1, стор. 241/ з характеристикою:
потужність N = 14 кВт;
число оборотів nд. = 885 об/хв;
максимально розвивається момент М = 39 Нм;
момент інерції ротора Jр = 0,021 кг м2;
2.4.4 Вибір редуктора
Передатна кількість механізму підйому клина
де nб - частота обертання барабана визначається за формулою:
Приймаємо редуктор Ц2-250 з передатним числом, рівним 31,5 /1, стор 218/.
2.4.5 Вибір гальма
Необхідний гальмівний момент
де k - коефіцієнт запасу, k = 1,5 /2, стор. 66/
Приймаємо гальмо ТКГ-160 /1, стор. 284/ з гальмівним моментом
2.4.6 Вибір муфти
Приймаємо муфту пружну втулочно-пальцеву, з номінальним крутним моментом Мт= 63 Нм, /6, стор. 191/ здатну компенсувати незначні похибки взаємного розташування валів, що з'єднуються, і пом'якшувати динамічні навантаження.
3.Розрахунок на міцність важеля протиугінного захоплення
Мал. 5. Схема визначення міцності важеля
Розглянемо I - ділянку
при z1 = 0, Mізг = 0,
при z1 = 0,1125, Mізг = 162,8 * 0,1125 = 18,31 кН;
Розглянемо II - ділянку
при z3 = 0, Mізг = 0,
при z3 = 0,5, Mізг = 17,055 * 0,5 = 8,52 кН;
Розглянемо III - ділянку
Небезпечний переріз у точці А.
Важелі виготовляють литими зі Ст3 за ГОСТ 380-71
Допустима напруга [у] = 120 МПа
Приймаємо перетин важеля двотавр.
Список використовуваних джерел
1 Довідник з кранів: У 2 т.т.1. Характеристики матеріалів та навантажень. Основи розрахунку кранів, їх приводів та металевих конструкцій / За заг. ред. М.М. Гохберг. - М: Машинобудування, 1988
2 Довідник з кранів: У 2 т.т.2. Характеристики матеріалів та навантажень. Основи розрахунку кранів, їх приводів та металевих конструкцій / За заг. ред. М.М. Гохберг. - М: Машинобудування, 1988
3 Довідник з розрахунків механізмів підйомно-транспортних машин А.В. Кузьмін Ф.Л. Марон. - Мінськ: “Вищ. шк.”, 1983. – 347 с.
4 Курсове проектування вантажопідйомних машин: Навч. посібник для студентів машинобудування. спец. вузів/С.А. Козак, В.Є. Дусьє, Є.С. Кузнєцов та ін; За ред. С.А. Козака. - М: Вищ. шк., 1989. – 319 с.: іл.
5 Мостові перевантажувачі. М., "Машинобудування", 1974, 224 с. Авт.: Беглов Б.В., Кох П.І., Онищенко В.І., Окулов Д.П., Ебіч Р.Д., Зіскіс А.Я.
6 Шабашов А.П., Лисяков А.Г. Мостові крани загального призначення.
- 5-те вид., перероб. і доп.-М: Машинобудування, 1980. - 304 с., іл.
7 Анур'єв В.І. Довідник конструктора-машинобудівника. У 3-х т. т. 2. -5-е вид., перероб. і доп.-М: Машинобудування, 1979. - 559 с., іл.
8 Абрамович І.І., Котельников Г.А. Козлові крани загального призначення. - 2-ге вид., перераб. і доп.-М: Машинобудування, 1983. - 232 с., іл.