Курсовая работа: Техническая характеристика портального крана циклического действия с возвратно–поступательным движением грузозахватного органа

Министерство Транспорта Российской Федерации

Московская Государственная Академия Водного Транспорта

Кафедра «Портовые подъемно-транспортные машины и робототехника»

Курсовой проект

«Кран портальный, грейферный Q=16 т, L=32 м»

по дисциплине

«Грузоподъёмные машины и машины безрельсового транспорта»

Исполнитель: Попов И.С., группа П-8

Руководитель: Киселев В.А.

Москва 2010

Содержание

Введение

1. Анализ задания

2. Расчет механизма подъёма

2.1 Выбор схемы механизма подъёмного устройства

2.2 Выбор каната

2.3 Определение диаметров блоков и барабана

2.4 Выбор грузозахватного устройства

2.5 Определение статической мощности электродвигателя

2.6 Выбор электродвигателя, проверка на перегрузочную способность

2.7 Выбор редуктора

2.8 Определение длины барабана

2.9 Расчет стенки барабана на прочность

2.10 Определение тормозного момента, выбор тормоза и соединительной муфты

2.11 Выбор устройства безопасности механизма подъёма

3. Расчет механизма передвижения

3.1 Определение числа и размера ходовых колес в одной балансирной тележке

3.2 Сопротивление передвижению крана на прямолинейном рельсовом пути

3.3 Суммарная статическая мощность электродвигателей

3.4 Статическая мощность одного электродвигателя

3.5 Выбор электродвигателя механизма передвижения

3.6 Проверка электродвигателя на допустимую перегрузку

3.7 Общее передаточное число механизма

3.8 Выбор редуктора

3.9 Проверка ходовых колес на отсутствие буксования

3.10 Определение тормозного момента и выбор тормоза

3.11 Выбор предохранительных и вспомогательных устройств

4. Расчет механизма поворота

4.1 Определение момента сил сопротивления повороту

4.2 Определение потребной мощности электродвигателя

4.3 Проверка двигателя на кратковременную допустимую перегрузку

4.4 Выбор редуктора и муфты предельного момента

4.5 Расчет многодисковой муфты предельного момента

4.6 Определение тормозного момента, выбор и расчет тормоза

5. Расчет устойчивости крана

5.1 Определение грузовой устойчивости крана

5.2 Определение собственной устойчивости

Заключение

Список литературы

Введение

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

кран подъемный механизм перегрузочная

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.

В скорости передвижения заданный кран проигрывает, а это значит, что наоборот двигатель потребуется менее мощный.

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:

В этом случае нагрузка на канат составит:

S=1,1 (g∙m_н)/(z_в∙з_нб )=1,1(9,81∙18)/(4∙〖0,98〗^3 )=45,847 кН

Где,

g – ускорение свободного падения, м/с^2;

m_н – грузоподъемность крана нетто, масса номинального груза и съемного грузозахватного приспособления (грейфера), т;

z_в – число ветвей, на которых подвешен грейфер (z_в=4 при Q =10т и более);

з_нб – КПД направляющих блоков (по 6, стр. 43, з_нб=0,98);

1,1 – коэффициент, учитывающий неравномерность загрузки лебедок.

2.2 Выбор каната

Коэффициент запаса прочности (коэффициент использования каната), зависит от назначения каната и режима работы крана. Задаемся режимом работы механизма подъёма, исходя из грузоподъёмности и того что кран работает в грейферном режиме принимаем М8, а значит коэффициент запаса (K_зп) по ПБ 10 –6 382 – 00 равен 9. Отсюда разрывное усилие равно:

S_раз=S∙K_зп=45,847 ∙9=412,623 кН

В соответствии с рекомендациями подбираем канат: 6Ч19+1ОС ГОСТ 2688 – 80 (по 4,стр. 246), с параметрами S_раз=475 кН, d_к=30,5 мм, 〖 у〗_в=1372 МПа (140 кгс/〖мм〗^2).

2.3 Определение диаметров блоков и барабана

Диаметр барабана (D_б) по дну канавки:

D_б>d_к∙(h_1-1)=30,5∙(25-1)=732 мм

Где, h_1 – коэффициент, зависящий от типа грузоподъёмной машины и режима её работы. (по 2, стр. 9, h_1=25).

Приводим к стандартному D_б=750 мм (по ГОСТ 8032 – 84)

Диаметр (D_бл) блока:

D_бл≥d_к∙(h_2-1)=30,5 (28-1)=823,5 мм

Где, h_2 – коэффициент, зависящий от типа грузоподъёмной машины и режима её работы. (по 2, стр. 9, h_2=28).

Приводим к стандартному D_бл=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:

Далее производиться перерасчет параметров (массы и объёма) каталожного грейфера под нужную грузоподъёмность:Масса грейфера:

m_гр=k∙m_н=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);

m_н – грузоподъемность нетто (масса грейфера с номинальным грузом), т.

Требуемая вместимость в этом случае, составит:

V= (m_н-m_гр)/(г∙k_v )=(16 -6,4 )/(1,6 1,25)=4,39 м^3≈4,4 м^3

Где, k_v – коэффициент наполнения и уплотнения.

2.5 Определение статической мощности электродвигателя

Для определения КПД механизма выясняем КПД всех его составляющих (по 6):

КПД полиспаста з_п=1;

КПД направляющих блоков з_нб=0,98;

КПД барабана з_б=0,98;

КПД редуктора з_р=0,96.

КПД подъёмного устройства:

з=з_п∙з_нб∙з_б∙з_р=1∙〖0,98〗^3∙0,98∙0,96=0,885

Статическая мощность электродвигателя грейферного крана:

N_ст=1,1∙(g∙m_н∙V_п)/(z_э∙з)=1,1∙(9,81∙16 ∙1,4)/(2∙0,885)=136,45 кВт

Где, V_п – скорость подъёма груза;

z_э – количество электродвигателей.

2.6 Выбор электродвигателя, проверка на перегрузочную способность

Расчетная мощность:

N_рас=N_ст √(〖ПВ〗_р/〖ПВ〗_к )=136,45 ∙√((80%)/(60%))=157,6 кВт

По N_рас и по 〖ПВ〗_к подбираем двигатель серии МТН 713 – 10 с параметрами (по 3, стр. 246):

Скорость вращения ротора: n_д=586 об/мин;

КПД двигателя: з_д=0,91;

Максимальный вращающий момент: M_(д_max)=7310 Нм;

Момент инерции ротора двигателя: I_р=15 кг∙м^2;

Масса двигателя: m_дв=1900 кг;

Мощность: N_н=160 кВт;

Кратность среднего пускового момента: л_п=1,6;

С коническими концами валов.

Геометрические параметры двигателя МТН 713 – 10, мм

Номинальный момент двигателя:

M_н=9550∙N_н/n_д =9550∙160/586=2608 Нм

Статический момент двигателя:

M_ст=9550∙N_ст/n_д =9550∙(136,45 )/586=2224 Нм

Средний пусковой момент двигателя:

M_п=л_п∙M_н=1,6∙2608=4172 Нм

Предварительный выбор муфты:

По статическому моменту электродвигателя подбираем муфту (по 4, стр. 308) с параметрами:

Диаметр тормозного шкива: D_т=500 мм;

Момент инерции муфты: I_м=57,8 кг∙м^2;

Наибольший передаваемой муфтой момент: M_м=8000 Нм;

Масса муфты: m_м=240 кг;

Тормозной момент: M_т=5000 Нм.

Маховые моменты муфты и ротора:

GD_м^2=4∙g∙I_м=4∙9,81∙28,6=2267 Нм^2

GD_р^2=4∙g∙I_р=4∙9,81∙15=588,42 Нм^2

Время разгона:

t_р=((9565∙Q∙V_п^2)/(n_д∙з∙z_э)+(1,2∙(GD_р^2+GD_м^2)∙n_д)/375)/(M_п-M_ст )

t_р=((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: t_р=3с

Динамический момент при пуске:

M_дин=1/t_р((9565∙Q∙V_п^2)/(n_д∙з∙z_э)+(1,2∙(GD_р^2+GD_м^2)∙n_д)/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:

M_сmax=M_н+M_дин=2608+1948=4172 Нм

Проверяем двигатель на перегрузочную способность:

M_сmax≤0,8∙M_дин

4172 Нм≤0,8∙7310 Нм 4172 Нм≤5848 Нм

2.7 Выбор редуктора

Частота вращения барабана:

n_бар= (60∙V_п∙i) / (р∙(D_б+d_к))=(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:

M_Б=M_ст=2224 Нм

Вращающий момент на тихоходном валу:

M_Т=M_б∙U_р∙з_р=2224∙20∙0,96=42700 Нм

По режиму работы (ВТ) и моменту на тихоходном валу (M_Т=42,7 кНм), по 4, стр. 218 выбираем редуктор Ц2 – 1000, с параметрами:

Передаточное число редуктора: U_р=20, (расхождение с расчетным 3%);

Межосевое расстояние: a_щ=1000 мм.

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:

F_к≈S=45,847 кН

Максимальная консольная нагрузка на вал редуктора Ц2 (по 4, стр. 219):

F_(к max)=80 кН

F_к≤F_(к max)

45,847 кН≤80 кН

2.8 Определение длины барабана

Рабочее число витков:

Z_р=(H∙i)/(р∙(D_б+d_к))=(40∙1∙1000)/(р∙(750+30,5))=16,313

Принимаем Z_р=15

Шаг нарезки:

t=d_к+5=30,5+5=35,5 мм

По 4, стр. 262 принимаем стандартный шаг нарезки:

t=35,34 мм

Число запасных витков:

Z_з=2

Число витков для закрепления каната:

Z_к=3

Длина ненарезанного участка:

a=2∙t=2∙35,34=70,68 мм

Длина нарезной части:

L_н=〖(Z〗_p+Z_3+Z_к) ∙t=(15+3+2)∙35,34=706,8 мм

Округляем до стандартной:

L_н=710 мм

Расстояние между нарезками:

b=200 мм

Длина барабана при двойной нарезке:

L=2∙L_н+2∙a+b=2∙710+2∙70,68+200=1761 мм

L<3D_б

1761 мм<2250 мм

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:

Временное сопротивление разрыву: у_вр=600 МПа;

Предел текучести: у_т=350 МПа;

Допускаемые напряжение для стали: [у]=140 МПа.

Толщина стенки барабана должна превышать диаметр барабана, следовательно принимаем: д_ст=31 мм

Напряжение сжатия:

у_сж=S/(д_ст∙t)=45847/(31∙35,34)=41,849 МПа ≤140 МПа

2.10 Определение тормозного момента, выбор тормоза и соединительной муфты

Статический момент при торможении:

М_ст^т=(g∙〖10〗^3∙m_н∙з∙D_б)/(4∙i∙U_об =(9,81∙〖10〗^3∙16∙0,91∙750)/

(4∙1∙20)=1303 Нм

Необходимый тормозной момент:

M_т=k_з∙М_ст^т=1,25∙1303=1628 Нм

Где,

k_з – коэффициент запаса для грейферного крана (k_з=1,25).

Выбираем тормоз ТКГ – 600М, тип толкателя ТГМ – 160 (по 4, стр. 284), с параметрами:

Оставляем муфту подобранную в пункте 2.6, т.к. по всем параметрам включая тормозной момент и диаметр шкива она проходит.

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=G_гр bc/d или при N_0 a_0=G_гр 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. Расчет механизма передвижения

3.1 Определение числа и размера ходовых колес в одной балансирной тележке

Максимальная нагрузка на опору:

P_max=(g∙(m_кр+Q)∙k_нр)/Z_оп =(9,81∙(270+16)∙1,6)/4=1122 кН

Где,

k_нр – коэффициент неравномерности распределения нагрузки (k_нр=1,6);

Z_оп – количество опор крана.

Допускаемая нагрузка на колесо: [P_к]=200 кН

Число ходовых колес в балансирной тележке:

Z_к≥P_max/([P_к])=1122/200=5,61

Принимаем число ходовых колес Z_к=6

Из нагрузки 200 – 250 кН на колесо, принимаем рельс КР70 (по 4, стр. 326) с параметрами:

Масса 1м рельса: m_рел=52,8 кг;

Площадь поперечного сечения рельса: s_рел=67,2 〖см〗^2.

Также принимаем двухребордное колесо (по 4, стр. 314) с диаметром колеса D_к=600 мм.

Контактное напряжение между ободом колеса и плоской частью головки рельса:

у_к=340∙K_f∙√((K_д∙K_H∙p_k)/(b_k∙D_k ))≤〖[у〗_кон]

Где:

K_f – коэффициент, учитывающий влияние касательной нагрузки (K_f=1,1 – для кранов на открытых площадках);

K_д – коэффициент динамичности пары колесо – рельс;

K_д=1+a∙V_пр=1+0,25∙0,4=1,1

Где,

a – коэффициент жесткости кранового пути (а=0,25 – рельс на массивном фундаменте);

V_пр – номинальная скорость передвижения.

K_H – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине рельса K_H=1,5 (при опирании крана на балансирные тележки);

p_k – расчетная нагрузка колеса на рельс, кН.

у_к=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:

f_0=(м∙d/D_к +(2∙K)/D_к )∙C=(0,02∙100/560+(2∙0,5)/560)∙2,5=0,0014

Где,

м – коэффициент трения скольжения в цапфах колес (м=0,02);

С – коэффициент, учитывающий дополнительные сопротивления в ребордах и ступицах колес при перекосах (С=2,5, для подшипников скольжения);

K – коэффициент трения качения колеса (K=0.5).

Сопротивление трения:

W_т=g∙(m_кр+Q)∙f_0=9,81∙(270+16)∙0,0014=40,069 кН

Суммарная площадь крана (площади снимались с чертежа общего вида при помощи программы AutoCAD 2010):

УA_н=A_н1+A_н2+A_н3+A_н4+A_н5+A_н6=14 +10,5+30+39,5+4,8

+36=134,8 м^2

Где,

A_н1 – наветренная площадь груза (A_гр=14 м^2, принимаем наветренную площадь грейфера);

A_н2 – наветренная площадь хобота (A_х=10,5 м^2);

A_н3 – наветренная площадь стрелы (A_с=30 м^2);

A_н4 – наветренная площадь машинного отделения (A_мо=39,5 м^2);

A_н5 – наветренная площадь противовеса (A_пр=4,8 м^2);

A_н6 – наветренная площадь портала (A_пор=36 м^2).

Ветровая нагрузка на кран:

F_вI=p_I∙УA_н=150∙(134,8+14)=20,22 кН

Где,

p_I – распределенная ветровая нагрузка на единицу расчетной наветренной площади (p_I=150 Па).

A_н1 – наветренная площадь груза (A_н1=14 м^2)

A_н – наветренная площадь крана (A_н=134,8 м^2)

Сила тяжести крана и груза с захватным устройством:

V=g∙(m_кр+Q)=9,81∙(270+16)=2805 кН

Сопротивление, вызванное уклоном пути:

W_ук=V∙sinб=2805∙0,003=7,343 кН

Где,

a – уклон пути, (a=0,15°).

Сопротивление передвижению крана на прямолинейном рельсовом пути:

W_п=W_т+F_вI+W_ук=40,069+20,22+7,343=67,632 кН

3.3 Суммарная статическая мощность электродвигателей

КПД механизма:

з=з_р∙з_оп=0,846

Где,

з_р – КПД редуктора (з_р=0,94, для редуктора КЦ – 1);

з_оп – КПД открытой передачи (з_оп=0,9).

Суммарная статическая мощность электродвигателей:

УN_ст=(W_п∙V_пр)/з=(67,632∙0,4)/0,846=31,977 кВт

3.4 Статическая мощность одного электродвигателя

N_ст=(УN_ст)/Z_э =36,151/4=7,994 кВт

Где,

Z_э – число электродвигателей.

3.5 Выбор электродвигателя механизма передвижения

По N_рас и по 〖ПВ〗_к подбираем двигатель серии МТН 311 – 8 с параметрами (по 3, стр. 246):

Скорость вращения ротора: n_д=675 об/мин;

КПД двигателя: з_д=0,705;

Максимальный вращающий момент: M_(д_max)=265 Нм;

Момент инерции ротора двигателя: I_р=0,275 кг∙м^2;

Масса двигателя: m_дв=170 кг;

Мощность: N_н=9 кВт;

С цилиндрическими концами валов.

Статический момент двигателя:

M_ст=9550∙N_ст/n_д =9550∙9/675=113,104 Нм

По статическому моменту электродвигателя подбираем муфту (по 4, стр. 308) с параметрами:

Диаметр тормозного шкива: D_т=200 мм;

Момент инерции муфты: I_м=0,32 кг∙м^2;

Наибольший передаваемой муфтой момент: M_м=500 Нм;

Масса муфты: m_м=18,5 кг;

Тормозной момент: M_т=160 Нм.

Маховые моменты муфты и ротора:

〖GD〗_м^2=4∙g∙I_м=4∙9,81∙0,32=12,553 Нм^2

〖GD〗_р^2=4∙g∙I_р=4∙9,81∙0,275=10,788 Нм^2

3.6 Проверка электродвигателя на допустимую перегрузку

Принимаем время разгона: t_пр=3 с

Динамический момент при пуске:

M_дин=1/t_пр ((9565∙〖(m〗_кр+Q)∙V_пр^2)/(n_д∙з∙z_э )+(1,2∙

(〖GD〗_р^2+〖GD〗_м^2)∙n_д)/375)

M_дин=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:

M_н=9550∙N_н/n_д =9550∙9/675=127,333 Нм

Момент на валу электродвигателя при пуске:

М_пуск=М_ст+М_дин=113,104+80,678=193,782 Нм

Допустимая перегрузочная способность электродвигателя:

[K]=M_(д_max)/M_н =(265 Нм)/(127,333 Нм)=2,081

Фактическая перегрузочная способность электродвигателя:

K=М_пуск/M_н =193,782/127,333=1,522<[2,081]

3.7 Общее передаточное число механизма

Частота вращения колеса:

n_к=(60∙V_пр)/(р∙D_к )=(60∙0,4)/(3,14∙0,56)=13,642 об/мин

Общее передаточное число механизма:

U_об=n_д/n_к =675/15,347=49,48

3.8 Выбор редуктора

Для спроектированной компоновки и передаточного числа, выбираем редуктор КЦ1 – 250 с передаточным отношением U_р=20. (8, 9 стр. 333)

Передаточное число открытой передачи:

U_оп=U_об/U_р =49,48/20=2,474

Компоновка одноступенчатая, диаметр первой шестерни равен d_ш=250 мм, следовательно, диаметр колеса:

d_к=U_оп∙d_ш=2,474∙250=618,5 мм

Модуль открытой передачи принимаем m_оп=15, следовательно, число зубьев шестерни и колеса равно:

Z_ш=d_ш/m_оп =250/15=16,667

Принимаем Z_ш=17

Z_к=Z_ш∙U_оп=17∙2,474=42,058

Принимаем Z_к=42

3.9 Проверка ходовых колес на отсутствие буксования

Суммарная нагрузка на приводные колеса:

P_пр=(g∙(m_кр+Q)∙Z_пк)/〖УZ〗_к =(9,81∙(270+16)∙8)/24=934,934 кН

Где,

УZ_к=24 – общее число колес

Z_пк=8 – число приводных колес

Коэффициент сопротивлению движению без учета дополнительных сопротивлений от перекоса тележки с приводными колесами:

f_0^min=f_0/C=0,0014/2,5=0,0057

Сопротивления трения в неприводных колесах:

W_т^нк=W_т-P_пр∙f_0^min=40,069-934,934∙0,0057=34,726 кН

Сила инерции поступательно движущихся масс:

F_и=(m_кр+Q)∙v_пр/t_р =(270+16)∙0,4/3=38,133 кН

Тяговое усилие:

F_т=W_т^нк+F_вI+W_ук+F_и=34,726+20,22+7,343+38,133=100,422 кН

Коэффициент запаса:

K_з=F_сц/F_т =140,24/100,422=1,397>1,1

3.10 Определение тормозного момента и выбор тормоза

Нагрузка ветра на кран:

F_вII=p_II∙УA_н=250∙134,8=33,7 кН

Где,

p_II=250 – распределенная ветровая нагрузка.

Сопротивление трения:

W_т^min=W_т/C=40,069/2,5=16,027 кН

Статический момент при торможении:

М_ст^т=(F_вII+W_ук-W_т^min)/Z_э ∙D_к/2∙1/U_об ∙з=(33,7+7,394-16,027)/4∙0,56/2∙1/49,48∙0,846==40,323 Нм

t_т=3 с – время торможения

Динамический момент при торможении:

М_дин^т=1/t_т ∙[9565∙((m_кр+Q)∙V_п^2∙з)/(Z_э∙n_д )+(1,2∙(〖GD〗_р^2

+〖GD〗_м^2 )∙n_д)/375]

М_дин^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:

М_тор=М_ст^т+М_дин^т=40,323+62,52=102,843 Нм

3.1 1 Выбор предохранительных и вспомогательных устройств

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. Расчет механизма поворота

4.1 Определение момента сил сопротивления повороту

Максимальный грузовой момент, действующий на кран:

M_гр^max=g∙Q∙L_max=9,81∙16∙32=5021 кНм

Момент от силы тяжести, создаваемый массой поворотной части, относительно нижней опоры колонны:

M_mпч=g∙m_пч∙l_пч=9,81∙220∙1,4=3021 кНм

Где:

l_пч – расстояние от центра тяжести поворотной части до оси вращения, м;

m_пч – масса поворотной части, т (из аналога).

Реакция опоры:

H=(M_гр^max+M_mпч)/h=(5021+3021)/5,85=1375 кН

Где,

h – расстояние между опорами колонны, м.

Суммарная нагрузка на передние колеса:

∑P=H/cosб=1375/cos0,15=1375 кН

Коэффициент сопротивления движению:

f_0=(м∙d/D_к +(2∙k)/D_к )∙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);

D_к – диаметр колес, мм (D_к=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

W_m^в=∑P∙f_0=1375∙0,016=21,995 кН

Момент сил трения в верхней опоре

M_m^в=W_m^в∙D_р/2=21,995∙3,7/2=40,69 кНм

Где,

D_р – диаметр кругового рельса, м (из аналога).

Сила тяжести поворотной части крана с грузом и грузозахватным устройством:

V=g∙(m_пч+Q)=9,81∙(220+16)=2314 кН

Момент сил трения в нижней опоре (пяте):

M_m^н=H∙м∙d_ср1/2+V∙м∙d_ср2/2=1375∙0,02∙(0,265 )/2+2314∙0,02

∙0,540/2=16,141 кНм

Где,

d_ср1 – средний диаметр радиального подшипника, м (d_ср1=0,265 м, из аналога);

d_ср2 – средний диаметр упорного подшипника, м (d_ср2=0,540 м из аналога).

Момент сил трения:

M_m=M_m^в+M_m^н=40,69+16,141 =56,831 кНм

Момент от поворотной нагрузки на поворотную часть крана:

M_в1=p_1∙(A_н1∙L_max+A_н2∙r_х+A_н3∙r_c-A_(н4∙) r_мо-A_н5∙r_пр ) 〖∙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,

p_1 – распределенная ветровая нагрузка на единицу площади, Па (p_1=150 Па);

L_max – расстояния от центра парусности груза, м (L_max=32 м);

r_х – расстояния от центра парусности хобота, м (r_х=22,6 м);

r_c – расстояния от центра парусности стрелы, м (r_c=8,5 м);

r_мо – расстояния от центра парусности машинного отделения, м (r_c=1,3 м);

r_пр – расстояния от центра парусности противовеса, м (r_пр=3,6 м).

Горизонтальная сила в результате отклонения грузовых канатов от вертикали:

F_б1=g∙Q∙tgб_1=9,81∙16∙0,035=5,479 кН

Где,

б_1 – угол отклонения грузовых канатов от вертикали (б_1=2°).

Момент, вызванный отклонением грузовых канатов от вертикали:

M_б1=F_б1∙L_max=5,479∙32=175,344 кНм

Момент сил сопротивления повороту:

M=M_m+M_в1+M_б1+M_и=56,831+130,751+175,344+0=362,925 кНм

Момент от крена M_и 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=з_р∙з_оп=0,94∙0,95=0,893

Где,

з_р – КПД редуктора (для редуктора Ц2 з_р=0,94);

з_оп – КПД открытой зубчатой передачи (з_оп=0,95).

Среднеквадратичное значение момента от ветровой нагрузки на поворотную часть крана:

M_в1^ск=0,7∙M_в1=0,7∙130,751=91,525 кНм

Потребная мощность электродвигателя:

N=(M_m+M_в1^ск+M_б1+M_и^ск)/(9,55∙з)∙n_кр=((56,831+92,995+175,344+0))/(9,55∙0,893)∙1,55=58,833 кВт

По N_рас и по 〖ПВ〗_к подбираем двигатель серии МТН 612 – 8 с параметрами (по 8, стр. 220):

Скорость вращения ротора: n_д=575 об/мин;

КПД двигателя: з_д=0,902;

Максимальный вращающий момент: M_(д_max)=3200 Нм;

Момент инерции ротора двигателя: I_р=5,2 кг∙м^2;

Масса двигателя: m_дв=1070 кг;

Мощность: N_н=60 кВт;

Кратность среднего пускового момента: л_п=1,6;

С коническими концами валов.

Номинальный момент двигателя:

M_н=9550∙N_н/n_д =9550∙60/575=996,522 Нм

4.3 Проверка двигателя на кратковременную допустимую перегрузку

Горизонтальная сила в результате отклонения грузовых канатов от вертикали:

F_б2=g∙Q∙tgб_2=9,81∙16∙0,105=16,492 кН

Где,

б_2 – угол отклонения грузовых канатов от вертикали (б_1=6°).

Момент, вызванный отклонением грузовых канатов от вертикали:

M_б2=F_б2∙L_max=16,492∙32=527,748 кН

Момент от поворотной нагрузки на поворотную часть крана:

M_в2=p_2∙(A_н1∙L_max+A_н2∙r_х+A_н3∙r_c-A_(н4∙) r_мо-A_н5∙r_пр ) 〖∙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,

p_2 – распределенная ветровая нагрузка на единицу площади, Па (p_1=250 Па).

Общее передаточное число механизма:

U_об=n_дв/n_кр =575/1,55=370,968

Максимальный момент сопротивления на валу электродвигателя:

M_сопр^max=(M_m+M_в2+M_б2+M_и)/(U_об∙з)=(56,831+217,918+527,748+0)/(370,968∙0,893)=2,422 кНм

Проверка:

0,8∙M_д^max≥M_сопр^max

0,8∙3200≥2422

2560≥2245

4.4 Выбор редуктора и муфты предельного момента

Выбираем редуктор Ц2 – 750, (по 4, стр. 218) с параметрами:

Передаточное число редуктора: U_р=50;

Межосевое расстояние: a_щ=750 мм.

Передаточное число открытой передачи:

U_оп=U_об/U_р =370,968/50=7,419≈9

Компоновка одноступенчатая, диаметр первой шестерни равен d_ш=500 мм, следовательно, диаметр колеса:

d_к=U_оп∙d_ш=9∙500=4500 мм

Модуль открытой передачи принимаем m_оп=15, следовательно, число зубьев шестерни и колеса равно:

Z_ш=d_ш/m_оп =500/15=33,333

Принимаем Z_ш=34

Z_к=Z_ш∙U_оп=34∙9=306

Принимаем Z_к=306

Расчетная мощность, подводимая к редуктору:

N_расч^ред=N_н∙√(〖ПВ〗_ф/(ПВ_кат^ред ))=60∙√((40%)/(100%))

=37,947 кВт

4.5 Расчет многодисковой муфты предельного момента

Момент, на который рассчитана муфта

M_муф=1,8∙M_ном∙U_м∙з_м=1,8∙996,522∙1∙1=1794 Нм

Где,

U_м – передаточное отношение муфты (U_м=1, т.к. муфта предельного момента вмонтирована в МУВП);

з_м – КПД муфты (з_м=1, т.к. муфта предельного момента вмонтирована в МУВП).

R_1=(1,2∙d_км)/2=(1,2∙140)/2=84 мм

Где, d_км –диаметр кожуха муфты, мм.

R_2=(0,8∙D_к)/2=(0,8∙370)/2=148 мм

Где, D_к –диаметр внутренней полости тормозного шкива МУВП, мм.

Средний радиус, на котором приложена сила трения между дисками

R_ср=(R_1+R_2)/2=(84+148)/2=116 мм

Задаемся материалом трущихся пар – Чугун-Чугун, с параметрами:

Коэффициент трения между дисками: м_тр=0,1;

Число трущихся пар: i_тр=6.

Необходимое усилие, сжимающее диски:

M_муф=F∙м∙i∙R_ср

Откуда:

F=M_муф/(м∙i∙R_ср )=1794/(0,1∙6∙0,116)=25,772 кН

Проверка:

q=F/(р∙(R_2^2-R_1^2))≤[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

Тормозной момент:

M_тор=1,5∙М_ном=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

Сила инерции:

F_и1=Q∙V_п/t_(т_кр) =16∙1,4/1,25=17,92 кН

Где, t_(т_кр) – время торможения крана, с.

Момент инерции груза:

M_и1=F_и1∙(L_max-0,5∙L_кол )=17,92∙(32-0,5∙10,5)=479,36 кНм

Момент инерции поворотной части крана:

Вес стрелы:

G_ст=g∙m_ст=9,81∙16,4=160,835 кН

Где, m_ст – масса стрелы, т (m_ст=16,4).

Сила инерции поворотной части:

F_и2=G_ст∙V_п/(3∙t_(т_кр) )=160,835∙1/(3∙1,25)=60,045 кН

Момент инерции груза:

M_и2=F_и2∙(L_max-0,5∙L_кол )=60,045∙(32-0,5∙10,5)=1606 кНм

Момент от сил инерции портала:

F_и3=V∙V_кр/t_(т_кр) =16∙0,4/1,25=897,5 кН

Момент от сил инерции портала:

M_и3=F_и3∙h=5251 кНм

Момент инерции центробежной силы:

F_иц=(g∙Q∙n_кр^2∙L_max)/(900-n_кр^2∙H_п )=(9,81∙16∙〖1,55〗^2∙32)/

(900-〖1,55〗^2∙40)=15,006 кН

Момент от центробежной силы:

M_иц=F_цс∙h_бл=15,006 ∙25=375,152 кНм

Где, h_бл – высота концевого блока стрелы, м.

Ветровая нагрузка на груз:

F_(в_гр)=(p_2∙A_н1)/1000=3,5 кН

Ветровой момент:

M_в=F_(в_кр)∙h_кр+F_(в_гр)∙h_г=33,7 ∙18+3,5∙22=683,6 кНм

Где,

h_кр – высота центра тяжести крана, м (h_кр=18 м);

h_г – высота центра тяжести груза, м (h_г=22 м).

Момент от силы тяжести крана:

M_g=g∙m_кр∙[(0,5∙L_кол+l_0 )∙cosб_у-h_0∙sinб_у ]==9,81∙270 ∙[(32-0,5∙10,5)∙1-0,026]=16480 кНм

Момент от силы тяжести груза:

M_Q=g∙Q∙(L_max-0,5∙L_кол )=9,81∙18 ∙(32-0,5∙10,5)=4188 кНм

Коэффициент грузовой устойчивости:

k_уг=(M_g+M_в-M_и)/M_Q =(16480+683,6-7711)/4888=1,93≥1,15

k_уг1=(m_кр∙(0,5∙L_кол+l_0 ))/(Q∙(L_max-0,5∙L_кол))=(270∙(0,5∙10,5+1))

/(16∙(32-0,5∙10,5))=3,943

5.2 Определение собственной устойчивости:

k_ус=(g∙m_кр∙[(0,5∙L_кол+l_0 )∙cosб_у-h_0∙sinб_у ])/(F_в3∙h_г )==(9,81∙270 ∙[(32-0,5∙10,5)∙1-0,026])/(600∙22)=1,248≥1,15

Где, F_в3 – 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

1. Киселёв В.А., Захарцев В.П., Грузоподъемные машины и машины безрельсового транспорта: – Учебное пособие по курсовому роектированию, – М.:Альтаир-МГАВТ. 2007.

2. Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов. ПБ. 10-382-00, Москва, 2000г.

3. Справочник по кранам, Под редакцией М.М. Гохберга. Т. 1 – Л., Машиностроение, 1988.

4. Справочник по кранам, Под редакцией М.М. Гохберга. Т. 2 – Л., Машиностроение, 1988.

5. Шерле З.П., Каракулин Г.Г. Справочник механизатора речного порта – М.: Машиностроение, 1980.

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.