Портальный кран – грузоподъёмная машина циклического действия с возвратно – поступательным движением грузозахватного органа; служит для подъёма и перемещения грузов. Цикл работы крана состоит из захвата груза, рабочего хода для перемещения груза и разгрузки, холостого хода для возврата порожнего грузозахватного устройства к месту приёма груза. Основная характеристика — грузоподъёмность, под которой понимают наибольшую массу поднимаемого груза, причём в случае сменных грузозахватных устройств их масса включается в общую грузоподъёмность.
Портальные краны применяют для перегрузочных работ в портах и на открытых складах, для строительных (преимущественно гидротехнических) работ, а также для сборочно – монтажных работ в судостроении и при судоремонте (на берегу и на плавучих доках).
По характеру работы подразделяются на перегрузочные (крюковые, грейферные, реже магнитные) и монтажные. Особым типом перегрузочного портального крана является высокопроизводительный, предназначенный для разгрузки судов грейферно – бункерный кран с программным управлением, у которого грейфер заполняет расположенный на портале бункер. Поворотная часть кранов может устанавливаться на полупорталах (один рельс на стене здания), а на откосных набережных — на треугольных подставках. Стреловые устройства, как правило, 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 300 т; 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
Сопоставление заданного крана с известными аналогами.
У заданного крана и аналога равная грузоподъёмность, но скорость подъёма несколько превосходит, следовательно, для заданного крана потребуется более мощный двигатель.
Частота вращения крана незначительно больше, чем у аналога. В связи с этим мы можем предположить, что двигатели имеют равные мощности.
В остальном, конструктивно и по параметрам краны совпадают, следовательно, по общим параметрам, таким как масса и наветренная площадь кран будет полностью совпадать с аналогом.
2. Расчет механизма подъёма
2. 1 Выбор схемы механизма подъёмного устройства
Поскольку кран грейферный с грузоподъёмностью превышающей 10 т, то единственно верным выбором становиться схема четырехканатного грейфера:
Монтаж мостового крана
... Курсовая работа : Технология монтажа мостового крана 1. Технология монтажа мостового крана. 1.1. виды мостовых кранов. Подъемный кран – это машина для захватывания, подъема и перемещения в горизонтальном направлении штучных и массовых грузов ... конструкивные элементы мостового крана. Мост крана представляет собой металлоконструкцию, служащую для передвижения по ней тележки для подъема груза. В самом ...
В этом случае нагрузка на канат составит:
∙mн)/(zв∙знб )=1,1(9,81∙18)/(4∙〖0,98〗^3 )=45,847 кН
Где,
g – ускорение свободного падения, м/с^2;
- mн – грузоподъемность крана нетто, масса номинального груза и съемного грузозахватного приспособления (грейфера), т;
- zв – число ветвей, на которых подвешен грейфер (zв=4 при Q =10т и более);
1,1 – коэффициент, учитывающий неравномерность загрузки лебедок.
2. 2 Выбор каната
работает в грейферном режиме принимаем М8, а значит коэффициент запаса (Kзп) по ПБ 10 –6 382 – 00 равен 9. Отсюда разрывное усилие равно:
∙Kзп=45,847 ∙9=412,623 кН
В соответствии с рекомендациями подбираем канат: 6Ч19+1ОС ГОСТ 2688 – 80 (по 4,стр. 246), с параметрами Sраз=475 кН, dк=30,5 мм, 〖 у〗_в=1372 МПа (140 кгс/〖мм〗^2).
2. 3 Определение диаметров блоков и барабана
Диаметр барабана (Dб) по дну канавки:
- Dб>dк∙(h1-1)=30,5∙(25-1)=732 мм
Где, h1 – коэффициент, зависящий от типа грузоподъёмной машины и режима её работы. (по 2, стр. 9, h1=25).
Dбл≥dк∙(h2-1)=30,5 (28-1)=823,5 мм
Где, h2 – коэффициент, зависящий от типа грузоподъёмной машины и режима её работы. (по 2, стр. 9, h2=28).
Приводим к стандартному Dбл=830 мм (по ГОСТ 8032 – 84)
2. 4 Выбор грузозахватного устройства
Т. к. грузоподъёмность заданного крана является не стандартной, то невозможно подобрать грейфер по каталогу, поэтому берется ближайший подходящий грейфер, в данном случае это четырехканатный для песчано – гравийных грузов №2374Г с параметрами:
mгр=k∙mн=0,4∙16=6,4 т ≈6,5 т
Где, k – коэффициент, зависящий от свойств груза (средняя насыпная плотность песка г=1,75 т/м^3, что соответствует группе груза С3);
- mн – грузоподъемность нетто (масса грейфера с номинальным грузом), т.
Требуемая вместимость в этом случае, составит:
V= (mн-mгр)/(г∙kv )=(16 -6,4 )/(1,6 1,25)=4,39 м^3≈4,4 м^3
Где, kv – коэффициент наполнения и уплотнения.
Для определения КПД механизма выясняем КПД всех его составляющих (по 6):
- КПД полиспаста зп=1;
- КПД направляющих блоков знб=0,98;
- КПД барабана зб=0,98;
- КПД редуктора зр=0,96.
з=зп∙знб∙зб∙зр=1∙〖0,98〗^3∙0,98∙0,96=0,885
Статическая мощность электродвигателя грейферного крана:
∙(g∙mн∙Vп)/(zэ∙з)=1,1∙(9,81∙16 ∙1,4)/(2∙0,885)=136,45 кВт
Где, Vп – скорость подъёма груза;
- zэ – количество электродвигателей.
2. 6 Выбор электродвигателя, проверка на перегрузочную способность
Расчетная мощность:
√(〖ПВ〗_р/〖ПВ〗_к )=136,45 ∙√((80%)/(60%))=157,6 кВт
По Nрас и по 〖ПВ〗_к подбираем двигатель серии МТН 713 – 10 с параметрами (по 3, стр. 246):
- Скорость вращения ротора: nд=586 об/мин;
- КПД двигателя: зд=0,91;
- Максимальный вращающий момент: M_(дmax)=7310 Нм;
- Момент инерции ротора двигателя: Iр=15 кг∙м^2;
- Масса двигателя: mдв=1900 кг;
- Мощность: Nн=160 кВт;
- Кратность среднего пускового момента: лп=1,6;
Геометрические параметры двигателя МТН 713 – 10, мм
Автоматизация сушильного барабана
... относительно завершённое изделие. Сушка - тепловой процесс обезвоживания твердых материалов путем испарения влаги и отвода образующихся паров. Во вращающийся барабан дозатором из бункера подается влажный материал, где он постепенно ... опорно-упорные 6 ролики. Вращение барабану передается от электродвигателя через редуктор 4 и зубчатый венец 5, закрытый кожухом 10. Мощность двигателя от 1 до 40 кВт. ...
Номинальный момент двигателя:
Mн=9550∙Nн/nд =9550∙160/586=2608 Нм
Mст=9550∙Nст/nд =9550∙(136,45 )/586=2224 Нм
Mп=лп∙Mн=1,6∙2608=4172 Нм
Предварительный выбор муфты:
- Момент инерции муфты: Iм=57,8 кг∙м^2;
- Наибольший передаваемой муфтой момент: Mм=8000 Нм;
- Масса муфты: mм=240 кг;
- Тормозной момент: Mт=5000 Нм.
Маховые моменты муфты и ротора:
GDм^2=4∙g∙Iм=4∙9,81∙28,6=2267 Нм^2
GDр^2=4∙g∙Iр=4∙9,81∙15=588,42 Нм^2
Время разгона:
∙Q∙Vп^2)/(nд∙з∙zэ)+(1,2∙(GDр^2+GDм^2)∙nд)/375)/(Mп-Mст )
tр=((9565∙18∙1^2)/(586∙0,91∙2)+(1,2∙(588,42^2+2267^2)∙586)/375)/(4172-2224)=2,897 с
Принимаем время разгона: tр=3с
Динамический момент при пуске:
Mдин=1/tр((9565∙Q∙Vп^2)/(nд∙з∙zэ)+(1,2∙(GDр^2+GDм^2)∙nд)/375)
M_(дин=)=1/3((9565∙16∙1,4^2)/(586∙0,91∙2)+(1,2∙(588,42^2+2224^2)∙586)/375)=1948 Нм
Максимальное значение момента сопротивления на валу электродвигателя:
Mсmax=Mн+Mдин=2608+1948=4172 Нм
Mсmax≤0,8∙Mдин
≤0,8∙7310 Нм 4172 Нм≤5848 Нм
2. 7 Выбор редуктора
nбар= (60∙Vп∙i) / (р∙(Dб+dк))=(60∙1,4∙1)/(3,14∙(750 +30,5)∙10^(-3))=34,26 об/мин
Где, i – кратность полиспаста (для грейферного режима i=1).
Определяем общее передаточное число механизма:
4172 Нм≤0,8∙7310 Нм
4172 Нм≤5848 Нм
Вращающий момент на быстроходном валу редуктора:
MБ=Mст=2224 Нм
Вращающий момент на тихоходном валу:
MТ=Mб∙Uр∙зр=2224∙20∙0,96=42700 Нм
По режиму работы (ВТ) и моменту на тихоходном валу (MТ=42,7 кНм), по 4, стр. 218 выбираем редуктор Ц2 – 1000, с параметрами:
- Передаточное число редуктора: Uр=20, (расхождение с расчетным 3%);
Геометрические параметры редукторов Ц2 – 1000, мм
Геометрические параметры быстроходного конца вала редуктора Ц2 – 1000, мм
Геометрические параметры зубчатого тихоходного конца вала редуктора Ц2 – 1000, мм
Проверка по консольной нагрузке:
Консольная нагрузка, Н:
Fк≈S=45,847 кН
Максимальная консольная нагрузка на вал редуктора Ц2 (по 4, стр. 219):
Fк≤F_(к max)
45,847 кН≤80 кН
2. 8 Определение длины барабана
Рабочее число витков:
Zр=(H∙i)/(р∙(Dб+dк))=(40∙1∙1000)/(р∙(750+30,5))=16,313
Принимаем Zр=15
Шаг нарезки:
t=dк+5=30,5+5=35,5 мм
По 4, стр. 262 принимаем стандартный шаг нарезки:
t=35,34 мм
Число запасных витков:
Zз=2
Число витков для закрепления каната:
Zк=3
Длина ненарезанного участка:
a=2∙t=2∙35,34=70,68 мм
Длина нарезной части:
〖(Z〗_p+Z3+Zк) ∙t=(15+3+2)∙35,34=706,8 мм
Округляем до стандартной:
Lн=710 мм
Расстояние между нарезками:
b=200 мм
Длина барабана при двойной нарезке:
∙Lн+2∙a+b=2∙710+2∙70,68+200=1761 мм
L<3Dб
1761 мм<2250 мм
Проектирование портального крана Альбрехт 10/20-32/16-10,
... работ в порту, совершенствование их технической эксплуатации, внедрение средств автоматизации управления машинами и перегрузочными процессами. Речные порты оснащены в основном портальными и плавучими кранами ... предложений. В составе курсового проекта производится подробный ... момент сопротивления: ,м3; ; Суммарное (сложное) напряжение: , Па; где Мкр - крутящий момент; Мизг - наибольший изгибающий момент, ...
Следовательно – пропорции барабана нормальные, расчет ведется только на сжатие.
2. 9 Расчет стенки барабана на прочность
Выбираем сталь 55Л (по 3, стр 29 и 4 стр. 260), с параметрами:
- Предел текучести: ут=350 МПа;
- Допускаемые напряжение для стали: [у]=140 МПа.
Напряжение сжатия:
усж=S/(дст∙t)=45847/(31∙35,34)=41,849 МПа ≤140 МПа
2. 10 Определение тормозного момента, выбор тормоза и соединительной муфты
Статический момент при торможении:
Мст^т=(g∙〖10〗^3∙mн∙з∙Dб)/(4∙i∙Uоб =(9,81∙〖10〗^3∙16∙0,91∙750)/
(4∙1∙20)=1303 Нм
Необходимый тормозной момент:
Mт=kз∙Мст^т=1,25∙1303=1628 Нм
Где,
kз – коэффициент запаса для грейферного крана (kз=1,25).
Выбираем тормоз ТКГ – 600М, тип толкателя ТГМ – 160 (по 4, стр. 284), с параметрами:
2. 1 1 Выбор устройства безопасности механизма подъёма
Рычажные ограничители грузоподъёмности срабатывают при повороте рычага 1 вокруг шарнира O под действием усилия N на блок A, установленный на рычаге, от нажатия S грузовых канатов, вызванных весом предельного груза.
В ограничителе на Рис. 2. 12 портального крана предельное равновесие имеет место при Na=Gгр bc/d или при N0 a0=Gгр bc/d, когда канат касается блока E. В первом случае натяжение S, вызывающее предельное значение Na, возрастает с уменьшением вылета и угла обхвата блока A канатом, что соответствует криволинейной ветви графика допустимой грузоподъёмности. Касание канатом блока E соответствует узловой точке графика грузоподъёмности; при дальнейшем уменьшении вылета угол обхвата блока A не изменяется и допустимая грузоподъёмность остается постоянной.
3. 1 Определение числа и размера ходовых колес в одной балансирной тележке
Максимальная нагрузка на опору:
Pmax=(g∙(mкр+Q)∙kнр)/Zоп =(9,81∙(270+16)∙1,6)/4=1122 кН
Где,
kнр – коэффициент неравномерности распределения нагрузки (kнр=1,6);
- Zоп – количество опор крана.
Допускаемая нагрузка на колесо: [Pк]=200 кН
Zк≥Pmax/([Pк])=1122/200=5,61
Из нагрузки 200 – 250 кН на колесо, принимаем рельс КР70 (по 4, стр. 326) с параметрами:
- Масса 1м рельса: mрел=52,8 кг;
- Площадь поперечного сечения рельса: sрел=67,2 〖см〗^2.
Также принимаем двухребордное колесо (по 4, стр. 314) с диаметром колеса Dк=600 мм.
∙Kf∙√((Kд∙KH∙pk)/(bk∙Dk ))≤〖[у〗_кон]
Где:
Kд=1+a∙Vпр=1+0,25∙0,4=1,1
Где,
a – коэффициент жесткости кранового пути (а=0,25 – рельс на массивном фундаменте);
- Vпр – номинальная скорость передвижения.
KH – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине рельса KH=1,5 (при опирании крана на балансирные тележки);
- pk – расчетная нагрузка колеса на рельс, кН.
ук=340∙1,1√((1,1∙1,5∙200 )/(560∙100))=30,263 МПа≤700 МПа
Допускаемые контактные напряжения при линейном контакте, принимаются по 4, стр. 318, и для стали 40ХН и режима 6М 〖[у〗_кон]=700 МПа.
3. 2 Сопротивление передвижению крана на прямолинейном рельсовом пути
Коэффициент сопротивления движению:
∙d/Dк +(2∙K)/Dк )∙C=(0,02∙100/560+(2∙0,5)/560)∙2,5=0,0014
Разработка участка обкатки и испытания автомобильных двигателей ...
... моменты прокручивания коленчатых валов дизелей, а также режимы холодной обкатки, на холостом ходу и под нагрузкой двигателей. 3. Организация и технология обкатки двигателей внутреннего сгорания 3.1 Общие сведения Обкатка ... способа производства. В пятом разделе описывается применяемое оборудование и рассчитывается площадь участка обкатки и испытания ДВС, необходимого для проведения данных работ. В ...
Где,
∙(mкр+Q)∙f0=9,81∙(270+16)∙0,0014=40,069 кН
Суммарная площадь крана (площади снимались с чертежа общего вида при помощи программы AutoCAD 2010):
УAн=Aн1+Aн2+Aн3+Aн4+Aн5+Aн6=14 +10,5+30+39,5+4,8
+36=134,8 м^2
Где,
Aн1 – наветренная площадь груза (Aгр=14 м^2, принимаем наветренную площадь грейфера);
- Aн2 – наветренная площадь хобота (Aх=10,5 м^2);
- Aн3 – наветренная площадь стрелы (Aс=30 м^2);
- Aн4 – наветренная площадь машинного отделения (Aмо=39,5 м^2);
- Aн5 – наветренная площадь противовеса (Aпр=4,8 м^2);
Ветровая нагрузка на кран:
FвI=pI∙УAн=150∙(134,8+14)=20,22 кН
Где,
pI – распределенная ветровая нагрузка на единицу расчетной наветренной площади (pI=150 Па).
Aн – наветренная площадь крана (Aн=134,8 м^2)
Сила тяжести крана и груза с захватным устройством:
V=g∙(mкр+Q)=9,81∙(270+16)=2805 кН
Сопротивление, вызванное уклоном пути:
Wук=V∙sinб=2805∙0,003=7,343 кН
Где,
Сопротивление передвижению крана на прямолинейном рельсовом пути:
Wп=Wт+FвI+Wук=40,069+20,22+7,343=67,632 кН
3. 3 Суммарная статическая мощность электродвигателей
КПД механизма:
∙зоп=0,846
Где,
зр – КПД редуктора (зр=0,94, для редуктора КЦ – 1);
- зоп – КПД открытой передачи (зоп=0,9).
Суммарная статическая мощность электродвигателей:
∙Vпр)/з=(67,632∙0,4)/0,846=31,977 кВт
3. 4 Статическая мощность одного электродвигателя
Nст=(УNст)/Zэ =36,151/4=7,994 кВт
Где,
3. 5 Выбор электродвигателя механизма передвижения
По Nрас и по 〖ПВ〗_к подбираем двигатель серии МТН 311 – 8 с параметрами (по 3, стр. 246):
- КПД двигателя: зд=0,705;
- Максимальный вращающий момент: M_(дmax)=265 Нм;
- Момент инерции ротора двигателя: Iр=0,275 кг∙м^2;
- Масса двигателя: mдв=170 кг;
- Мощность: Nн=9 кВт;
- С цилиндрическими концами валов.
Статический момент двигателя:
Mст=9550∙Nст/nд =9550∙9/675=113,104 Нм
По статическому моменту электродвигателя подбираем муфту (по 4, стр. 308) с параметрами:
- Диаметр тормозного шкива: Dт=200 мм;
- Момент инерции муфты: Iм=0,32 кг∙м^2;
- Наибольший передаваемой муфтой момент: Mм=500 Нм;
- Масса муфты: mм=18,5 кг;
- Тормозной момент: Mт=160 Нм.
Маховые моменты муфты и ротора:
〖GD〗_м^2=4∙g∙Iм=4∙9,81∙0,32=12,553 Нм^2
〖GD〗_р^2=4∙g∙Iр=4∙9,81∙0,275=10,788 Нм^2
3. 6 Проверка электродвигателя на допустимую перегрузку
Принимаем время разгона: tпр=3 с
Динамический момент при пуске:
Mдин=1/tпр ((9565∙〖(m〗_кр+Q)∙Vпр^2)/(nд∙з∙zэ )+(1,2∙
(〖GD〗_р^2+〖GD〗_м^2)∙nд)/375)
Mдин=1/3 ((9565∙(270+16)∙〖0,4〗^2)/(675∙0,846∙4)+(1,2∙(〖10,791〗^2
+〖12,553〗^2)∙675)/375)=80,678 Нм
Номинальный момент двигателя:
∙Nн/nд =9550∙9/675=127,333 Нм
Момент на валу электродвигателя при пуске:
Мпуск=Мст+Мдин=113,104+80,678=193,782 Нм
Допустимая перегрузочная способность электродвигателя:
[K]=M_(дmax)/Mн =(265 Нм)/(127,333 Нм)=2,081
Башенные краны и другие машины, используемые в строительстве
... "механизированными колоннами", в настоящее время названия могут быть произвольными, в том числе и ранее существовавшими. Чаще всего такие организации как и раньше, выполняют ... состоянию здоровья, что должно быть подтверждено результатами медицинского освидетельствования. Крановщики башенных кранов должны иметь соответствующую квалификационную группу по электробезопасности. 1. Описательная часть 1.1. ...
K=Мпуск/Mн =193,782/127,333=1,522<[2,081]
3. 7 Общее передаточное число механизма
Частота вращения колеса:
nк=(60∙Vпр)/(р∙Dк )=(60∙0,4)/(3,14∙0,56)=13,642 об/мин
Общее передаточное число механизма:
Uоб=nд/nк =675/15,347=49,48
3. 8 Выбор редуктора
Передаточное число открытой передачи:
Uоп=Uоб/Uр =49,48/20=2,474
Компоновка одноступенчатая, диаметр первой шестерни равен dш=250 мм, следовательно, диаметр колеса:
∙dш=2,474∙250=618,5 мм
Модуль открытой передачи принимаем mоп=15, следовательно, число зубьев шестерни и колеса равно:
Zш=dш/mоп =250/15=16,667
Принимаем Zш=17
Zк=Zш∙Uоп=17∙2,474=42,058
Принимаем Zк=42
3. 9 Проверка ходовых колес на отсутствие буксования
Суммарная нагрузка на приводные колеса:
Pпр=(g∙(mкр+Q)∙Zпк)/〖УZ〗_к =(9,81∙(270+16)∙8)/24=934,934 кН
Где,
УZк=24 – общее число колес
Zпк=8 – число приводных колес
Коэффициент сопротивлению движению без учета дополнительных сопротивлений от перекоса тележки с приводными колесами:
Сопротивления трения в неприводных колесах:
Wт^нк=Wт-Pпр∙f0^min=40,069-934,934∙0,0057=34,726 кН
Сила инерции поступательно движущихся масс:
Fи=(mкр+Q)∙vпр/tр =(270+16)∙0,4/3=38,133 кН
>1,1
3. 10 Определение тормозного момента и выбор тормоза
Нагрузка ветра на кран:
FвII=pII∙УAн=250∙134,8=33,7 кН
Где,
Сопротивление трения:
Wт^min=Wт/C=40,069/2,5=16,027 кН
Мст^т=(FвII+Wук-Wт^min)/Zэ ∙Dк/2∙1/Uоб ∙з=(33,7+7,394-16,027)/4∙0,56/2∙1/49,48∙0,846==40,323 Нм
tт=3 с – время торможения
Динамический момент при торможении:
∙[9565∙((mкр+Q)∙Vп^2∙з)/(Zэ∙nд )+(1,2∙(〖GD〗_р^2
+〖GD〗_м^2 )∙nд)/375]
Мдин^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:
Мтор=Мст^т+Мдин^т=40,323+62,52=102,843 Нм
3. 1 1
Рельсовый захват наиболее распространенный тип противоугонного устройства портальных кранов. Конструкция рельсового захвата должна допускать закрепление крана на всем пути перемещения. Клещевые захваты имеют ручной или машинный привод. Ручные захваты имеют эксцентриситетовые губки. Винт стягивающий рычаги захватов расположен выше.
Буфера. Служат буфера для смягчения ударов об ограничительные упоры самих кранов и их перемещающихся элементов.
Деревянные буфера (из дуба, бука или клена) применяются только при малых скоростях и грузоподъёмностях.
4. 1 Определение момента сил сопротивления повороту
Максимальный грузовой момент, действующий на кран:
Mгр^max=g∙Q∙Lmax=9,81∙16∙32=5021 кНм
Момент от силы тяжести, создаваемый массой поворотной части, относительно нижней опоры колонны:
Mmпч=g∙mпч∙lпч=9,81∙220∙1,4=3021 кНм
Где:
- lпч – расстояние от центра тяжести поворотной части до оси вращения, м;
- mпч – масса поворотной части, т (из аналога).
Реакция опоры:
Проект электрооборудования мостового крана (2)
... моста, высота подъема, скорость подъема, скорость передвижения крана, скорость передвижения грузовой тележки, масса крана. Электрооборудование мостовых кранов по назначению подразделяется на основное и вспомогательное. ... в механическом, так и в электрическом отношении. Кратность максимального вращающего момента этих электродвигателей по отношению к номинальному при повторном кратковременном режиме ...
Где,
h – расстояние между опорами колонны, м.
Суммарная нагрузка на передние колеса:
∑P=H/cosб=1375/cos0,15=1375 кН
Коэффициент сопротивления движению:
f0=(м∙d/Dк +(2∙k)/Dк )∙c=(0,02∙100/500+(2∙0,6)/500)∙2,5=0,016
Где,
м – коэффициент трения в цапфах колес (м=0,02);
- d – диаметр цапфы, мм (d=100 мм, из аналога);
- Dк – диаметр колес, мм (Dк=500 мм, из аналога);
- k – коэффициент трения качения (k=0,6);
- c – коэффициент, учитывающий дополнительные сопротивления в ступицах конических колес (с=2,5, для подшипников скольжения).
Сопротивление трения в верхней опоре
Wm^в=∑P∙f0=1375∙0,016=21,995 кН
Момент сил трения в верхней опоре
Mm^в=Wm^в∙Dр/2=21,995∙3,7/2=40,69 кНм
Где,
Dр – диаметр кругового рельса, м (из аналога).
V=g∙(mпч+Q)=9,81∙(220+16)=2314 кН
Момент сил трения в нижней опоре (пяте):
Mm^н=H∙м∙dср1/2+V∙м∙dср2/2=1375∙0,02∙(0,265 )/2+2314∙0,02
∙0,540/2=16,141 кНм
Где,
dср1 – средний диаметр радиального подшипника, м (dср1=0,265 м, из аналога);
- dср2 – средний диаметр упорного подшипника, м (dср2=0,540 м из аналога).
Момент сил трения:
Момент от поворотной нагрузки на поворотную часть крана:
∙(Aн1∙Lmax+Aн2∙rх+Aн3∙rc-A_(н4∙) rмо-Aн5∙rпр ) 〖∙10〗^(-3)==150∙(14∙32+10,5∙22,6-30∙8,5-39,5∙1,3-4,8∙3,6)∙〖10〗^(-3)==130,751 кНм
Где,
Lmax – расстояния от центра парусности груза, м (Lmax=32 м);
- rх – расстояния от центра парусности хобота, м (rх=22,6 м);
- rмо – расстояния от центра парусности машинного отделения, м (rc=1,3 м);
- rпр – расстояния от центра парусности противовеса, м (rпр=3,6 м).
Горизонтальная сила в результате отклонения грузовых канатов от вертикали:
Fб1=g∙Q∙tgб1=9,81∙16∙0,035=5,479 кН
Где,
Момент, вызванный отклонением грузовых канатов от вертикали:
Mб1=Fб1∙Lmax=5,479∙32=175,344 кНм
M=Mm+Mв1+Mб1+Mи=56,831+130,751+175,344+0=362,925 кНм
Момент от крена Mи при отклонении оси поворота от вертикали у портальных кранов сравнительно не велик, и им можно пренебречь.
4. 2 Определение потребной мощности электродвигателя
КПД механизма:
з=зр∙зоп=0,94∙0,95=0,893
Где,
зр – КПД редуктора (для редуктора Ц2 зр=0,94);
- зоп – КПД открытой зубчатой передачи (зоп=0,95).
Среднеквадратичное значение момента от ветровой нагрузки на поворотную часть крана:
Mв1^ск=0,7∙Mв1=0,7∙130,751=91,525 кНм
Потребная мощность электродвигателя:
N=(Mm+Mв1^ск+Mб1+Mи^ск)/(9,55∙з)∙nкр=((56,831+92,995+175,344+0))/(9,55∙0,893)∙1,55=58,833 кВт
〖ПВ〗_к подбираем двигатель серии МТН 612 – 8 с параметрами (по 8, стр. 220):
- Скорость вращения ротора: nд=575 об/мин;
- КПД двигателя: зд=0,902;
- Момент инерции ротора двигателя: Iр=5,2 кг∙м^2;
- Масса двигателя: mдв=1070 кг;
- Кратность среднего пускового момента: лп=1,6;
Номинальный момент двигателя:
∙Nн/nд =9550∙60/575=996,522 Нм
4. 3 Проверка двигателя на кратковременную допустимую перегрузку
Горизонтальная сила в результате отклонения грузовых канатов от вертикали:
Расчет механизма подъема мостового крана
... 880 об/мин, максимальным моментом Мmax =90 Нм, моментом инерции ротора I=0,049 кг-м2 , диаметром вала электродвигателя d1 ... прочности удовлетворяется. 4. Расчет крепления каната к барабану мостовой кран электродвигатель редуктор Для ... из таблицы 2. Таблица 2 Режим работы e 1М ; 2М,ЗМ-Л 20 ... запаса надежности крепления; f = 0,15 -приведенный коэффициент трения между канатом и прижимной планкой; = 2 - /3 ...
Fб2=g∙Q∙tgб2=9,81∙16∙0,105=16,492 кН
Где,
б2 – угол отклонения грузовых канатов от вертикали (б1=6°).
Момент, вызванный отклонением грузовых канатов от вертикали:
Mб2=Fб2∙Lmax=16,492∙32=527,748 кН
Момент от поворотной нагрузки на поворотную часть крана:
Mв2=p2∙(Aн1∙Lmax+Aн2∙rх+Aн3∙rc-A_(н4∙) rмо-Aн5∙rпр ) 〖∙10〗^(-3)==250∙(14∙33+10,5∙22,6-30∙8,5-39,5∙1,3-4,8∙3,6)∙〖10〗^(-3)==217,918 кНм
Где,
p2 – распределенная ветровая нагрузка на единицу площади, Па (p1=250 Па).
Общее передаточное число механизма:
Uоб=nдв/nкр =575/1,55=370,968
Mсопр^max=(Mm+Mв2+Mб2+Mи)/(Uоб∙з)=(56,831+217,918+527,748+0)/(370,968∙0,893)=2,422 кНм
Проверка:
0,8∙Mд^max≥Mсопр^max
0,8∙3200≥2422
2560≥2245
Выбираем редуктор Ц2 – 750, (по 4, стр. 218) с параметрами:
- Передаточное число редуктора: Uр=50;
- Межосевое расстояние: aщ=750 мм.
Uоп=Uоб/Uр =370,968/50=7,419≈9
Компоновка одноступенчатая, диаметр первой шестерни равен dш=500 мм, следовательно, диаметр колеса:
∙dш=9∙500=4500 мм
Модуль открытой передачи принимаем mоп=15, следовательно, число зубьев шестерни и колеса равно:
Zш=dш/mоп =500/15=33,333
Zк=Zш∙Uоп=34∙9=306
Принимаем Zк=306
Расчетная мощность, подводимая к редуктору:
Nрасч^ред=Nн∙√(〖ПВ〗_ф/(ПВкат^ред ))=60∙√((40%)/(100%))
4. 5 Расчет многодисковой муфты предельного момента
Момент, на который рассчитана муфта
Mмуф=1,8∙Mном∙Uм∙зм=1,8∙996,522∙1∙1=1794 Нм
Где,
Uм – передаточное отношение муфты (Uм=1, т. к. муфта предельного момента вмонтирована в МУВП);
R1=(1,2∙dкм)/2=(1,2∙140)/2=84 мм
Где, dкм –диаметр кожуха муфты, мм.
R2=(0,8∙Dк)/2=(0,8∙370)/2=148 мм
Средний радиус, на котором приложена сила трения между дисками
Rср=(R1+R2)/2=(84+148)/2=116 мм
Коэффициент трения между дисками: мтр=0,1;
- Число трущихся пар: iтр=6.
Необходимое усилие, сжимающее диски:
∙м∙i∙Rср
Откуда:
∙i∙Rср )=1794/(0,1∙6∙0,116)=25,772 кН
∙(R2^2-R1^2))≤[q]
q=25775/(3,14∙(〖148〗^2-〖84〗^2))=0,552≤0,6
Где, [q] – допускаемое удельное давление между тормозной обкладкой и металлическим диском при густой смазке ([q]=0,6 по 4, стр. 276).
4. 6 Определение тормозного момента, выбор и расчет тормоза
Mтор=1,5∙Мном=1,5∙996,522=1494,828 Нм
Выбираем колодочный педальный тормоз на основе ТКГ – 400, диаметр шкива 400 мм, с параметрами.
5. Расчет устойчивости крана
5. 1 Определение грузовой устойчивости крана
Fи1=Q∙Vп/t_(ткр) =16∙1,4/1,25=17,92 кН
Где, t_(ткр) – время торможения крана, с.
Момент инерции груза:
Mи1=Fи1∙(Lmax-0,5∙Lкол )=17,92∙(32-0,5∙10,5)=479,36 кНм
Вес стрелы:
Gст=g∙mст=9,81∙16,4=160,835 кН
Где, mст – масса стрелы, т (mст=16,4).
Расчет синхронного генератора
... /3=2?13,5?10-3/3=9?10-3 м =9 мм. Эскизы активных частей генератора представлены на рис. 3. 7. Расчет магнитной цепи В данном разделе готовим расчётные выражения, необходимые ... 0,99 м, то статор выполняется сегментированным. В диапазоне Z lmax - Z lmin требованиям пп. 2.1-2.5 удовлетворяет число пазов Z l = 108; Z l/(ma 1)=108/(3?12)=3; q ...
Сила инерции поворотной части:
Fи2=Gст∙Vп/(3∙t_(ткр) )=160,835∙1/(3∙1,25)=60,045 кН
Mи2=Fи2∙(Lmax-0,5∙Lкол )=60,045∙(32-0,5∙10,5)=1606 кНм
Fи3=V∙Vкр/t_(ткр) =16∙0,4/1,25=897,5 кН
Момент от сил инерции портала:
Mи3=Fи3∙h=5251 кНм
Момент инерции центробежной силы:
Fиц=(g∙Q∙nкр^2∙Lmax)/(900-nкр^2∙Hп )=(9,81∙16∙〖1,55〗^2∙32)/
(900-〖1,55〗^2∙40)=15,006 кН
Момент от центробежной силы:
∙hбл=15,006 ∙25=375,152 кНм
Где, hбл – высота концевого блока стрелы, м.
Ветровая нагрузка на груз:
F_(вгр)=(p2∙Aн1)/1000=3,5 кН
Ветровой момент:
∙hкр+F_(вгр)∙hг=33,7 ∙18+3,5∙22=683,6 кНм
Где,
hкр – высота центра тяжести крана, м (hкр=18 м);
- hг – высота центра тяжести груза, м (hг=22 м).
Mg=g∙mкр∙[(0,5∙Lкол+l0 )∙cosбу-h0∙sinбу ]==9,81∙270 ∙[(32-0,5∙10,5)∙1-0,026]=16480 кНм
Момент от силы тяжести груза:
∙Q∙(Lmax-0,5∙Lкол )=9,81∙18 ∙(32-0,5∙10,5)=4188 кНм
Коэффициент грузовой устойчивости:
≥1,15
kуг1=(mкр∙(0,5∙Lкол+l0 ))/(Q∙(Lmax-0,5∙Lкол))=(270∙(0,5∙10,5+1))
/(16∙(32-0,5∙10,5))=3,943
5. 2 Определение собственной устойчивости:
kус=(g∙mкр∙[(0,5∙Lкол+l0 )∙cosбу-h0∙sinбу ])/(Fв3∙hг )==(9,81∙270 ∙[(32-0,5∙10,5)∙1-0,026])/(600∙22)=1,248≥1,15
Где, Fв3 – ветровая нагрузка нерабочего состояния, Па.
Заключение
В данном курсовом проекте 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 выявил частичное совпадение параметров аналога и проектируемого крана, а также полное совпадение их конструкций. Спроектированный кран полностью отвечает всем требованиям заявленными в техническом задании, в чем можно убедиться, ознакомившись с приведенными расчетами и чертежами.
В сравнении с аналогом спроектированный кран несколько отстает по таким, параметрам как скорость поворота, перемещения, а также по высоте подъёма и опускания груза, хотя это отставание не является критическим:
Скорость поворота выше всего на 0,05 об/мин, что незначительно скажется на времени цикла.
Механизм перемещения крана не является основным, и это отставание можно не учитывать.
Радиусы максимальный и минимальный также не является существенным недостатком из — за тото, что на речном транспорте грузооборт сравнительно небольшой и уменьшение на 1 м ширина штабеля песка вряд-ли сильно повлияет.
С другой стороны скорость подъема крана увеличена до 1,4 м/с, что позволяет работать с той же массой подъёма более быстрее для других кранов, и это положительно скажется на производительности.
С экономической точки зрения спроектированный грейферный кран является экономически выгодным по своим технико-экономическим показателям. Механизм подъёма при той же мощности обладает большими возможностями, на механизме передвижения снижена мощность в сравнении с аналогом с 9,7 кВт до 9 кВт, на механизме поворота мощность повышена, однако количество приводов снижено с 2 до 1, что облегчает обслуживание.
Отсюда можно сделать вывод, что новый кран является удачной модификацией аналога, которая, обладая уникальными возможностями, будет конкурентно способна и найдет широкое применение в портах.
Список литературы
[Электронный ресурс]//URL: https://inzhpro.ru/kursovoy/na-temu-portalnyie-kranyi/
2. Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов. ПБ. 10-382-00, Москва, 2000г.
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.
