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

👉🏻👉🏻👉🏻 ВСЯ ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

Министерство Транспорта Российской Федерации
Московская Государственная Академия Водного Транспорта
Кафедра «Портовые подъемно-транспортные машины и робототехника»
«Кран портальный, грейферный Q=16 т, L=32 м»
«Грузоподъёмные машины и машины безрельсового транспорта»
Исполнитель: Попов И.С., группа П-8
2.1 Выбор схемы механизма подъёмного устройства
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
2.9 Расчет стенки барабана на прочность
2.10 Определение тормозного момента, выбор тормоза и соединительной муфты
2.11 Выбор устройства безопасности механизма подъёма
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
3.9 Проверка ходовых колес на отсутствие буксования
3.10 Определение тормозного момента и выбор тормоза
3.11 Выбор предохранительных и вспомогательных устройств
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
5.1 Определение грузовой устойчивости крана
5.2 Определение собственной устойчивости
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.
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.
2.1 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
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.
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:
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:
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)
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:
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):
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
z_э – количество электродвигателей.
2.6 Выбор электродвигателя, проверка на перегрузочную способность

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;
Максимальный вращающий момент: M_(д_max)=7310 Нм;
Момент инерции ротора двигателя: I_р=15 кг∙м^2;
Кратность среднего пускового момента: л_п=1,6;
Геометрические параметры двигателя МТН 713 – 10, мм
M_н=9550∙N_н/n_д =9550∙160/586=2608 Нм
M_ст=9550∙N_ст/n_д =9550∙(136,45 )/586=2224 Нм
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;
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
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
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:
Проверяем двигатель на перегрузочную способность:
4172 Нм≤0,8∙7310 Нм 4172 Нм≤5848 Нм
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:
Вращающий момент на быстроходном валу редуктора:
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%);
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
Максимальная консольная нагрузка на вал редуктора Ц2 (по 4, стр. 219):
Z_р=(H∙i)/(р∙(D_б+d_к))=(40∙1∙1000)/(р∙(750+30,5))=16,313
По 4, стр. 262 принимаем стандартный шаг нарезки:
Число витков для закрепления каната:
L_н=〖(Z〗_p+Z_3+Z_к) ∙t=(15+3+2)∙35,34=706,8 мм
Длина барабана при двойной нарезке:
L=2∙L_н+2∙a+b=2∙710+2∙70,68+200=1761 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;
Допускаемые напряжение для стали: [у]=140 МПа.
Толщина стенки барабана должна превышать диаметр барабана, следовательно принимаем: д_ст=31 мм
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

М_ст^т=(g∙〖10〗^3∙m_н∙з∙D_б)/(4∙i∙U_об =(9,81∙〖10〗^3∙16∙0,91∙750)/
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.
3.1 Определение числа и размера ходовых колес в одной балансирной тележке

P_max=(g∙(m_кр+Q)∙k_нр)/Z_оп =(9,81∙(270+16)∙1,6)/4=1122 кН
k_нр – коэффициент неравномерности распределения нагрузки (k_нр=1,6);
Допускаемая нагрузка на колесо: [P_к]=200 кН
Число ходовых колес в балансирной тележке:
Принимаем число ходовых колес Z_к=6
Из нагрузки 200 – 250 кН на колесо, принимаем рельс КР70 (по 4, стр. 326) с параметрами:
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]
K_f – коэффициент, учитывающий влияние касательной нагрузки (K_f=1,1 – для кранов на открытых площадках);
K_д – коэффициент динамичности пары колесо – рельс;
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
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).
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
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).
F_вI=p_I∙УA_н=150∙(134,8+14)=20,22 кН
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:
Сопротивление, вызванное уклоном пути:
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

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
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;
Максимальный вращающий момент: M_(д_max)=265 Нм;
Момент инерции ротора двигателя: I_р=0,275 кг∙м^2;
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;
〖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

M_дин=1/t_пр ((9565∙〖(m〗_кр+Q)∙V_пр^2)/(n_д∙з∙z_э )+(1,2∙
M_дин=1/3 ((9565∙(270+16)∙〖0,4〗^2)/(675∙0,846∙4)+(1,2∙(〖10,791〗^2
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

n_к=(60∙V_пр)/(р∙D_к )=(60∙0,4)/(3,14∙0,56)=13,642 об/мин
Общее передаточное число механизма:
Для спроектированной компоновки и передаточного числа, выбираем редуктор КЦ1 – 250 с передаточным отношением U_р=20. (8, 9 стр. 333)
Передаточное число открытой передачи:
Компоновка одноступенчатая, диаметр первой шестерни равен d_ш=250 мм, следовательно, диаметр колеса:
Модуль открытой передачи принимаем m_оп=15, следовательно, число зубьев шестерни и колеса равно:
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
Коэффициент сопротивлению движению без учета дополнительных сопротивлений от перекоса тележки с приводными колесами:
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
F_т=W_т^нк+F_вI+W_ук+F_и=34,726+20,22+7,343+38,133=100,422 кН
K_з=F_сц/F_т =140,24/100,422=1,397>1,1
3.10 Определение тормозного момента и выбор тормоза

p_II=250 – распределенная ветровая нагрузка.
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
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
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
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.
4.1 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
l_пч – расстояние от центра тяжести поворотной части до оси вращения, м;
m_пч – масса поворотной части, т (из аналога).
H=(M_гр^max+M_mпч)/h=(5021+3021)/5,85=1375 кН
h – расстояние между опорами колонны, м.
Суммарная нагрузка на передние колеса:
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
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
M_m^в=W_m^в∙D_р/2=21,995∙3,7/2=40,69 кНм
D_р – диаметр кругового рельса, м (из аналога).
Сила тяжести поворотной части крана с грузом и грузозахватным устройством:
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
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).
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
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
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
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

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;
Максимальный вращающий момент: M_(д_max)=3200 Нм;
Момент инерции ротора двигателя: I_р=5,2 кг∙м^2;
Кратность среднего пускового момента: л_п=1,6;
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
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
p_2 – распределенная ветровая нагрузка на единицу площади, Па (p_1=250 Па).
Общее передаточное число механизма:
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
4.4 Выбор редуктора и муфты предельного момента

Выбираем редуктор Ц2 – 750, (по 4, стр. 218) с параметрами:
Передаточное число редуктора: U_р=50;
Передаточное число открытой передачи:
Компоновка одноступенчатая, диаметр первой шестерни равен d_ш=500 мм, следовательно, диаметр колеса:
Модуль открытой передачи принимаем m_оп=15, следовательно, число зубьев шестерни и колеса равно:
Расчетная мощность, подводимая к редуктору:
N_расч^ред=N_н∙√(〖ПВ〗_ф/(ПВ_кат^ред ))=60∙√((40%)/(100%))
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
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).
Где, d_км –диаметр кожуха муфты, мм.
Где, D_к –диаметр внутренней полости тормозного шкива МУВП, мм.
Средний радиус, на котором приложена сила трения между дисками
Задаемся материалом трущихся пар – Чугун-Чугун, с параметрами:
Коэффициент трения между дисками: м_тр=0,1;
Необходимое усилие, сжимающее диски:
F=M_муф/(м∙i∙R_ср )=1794/(0,1∙6∙0,116)=25,772 кН
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

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.
5.1 Определение грузовой устойчивости крана

F_и1=Q∙V_п/t_(т_кр) =16∙1,4/1,25=17,92 кН
Где, t_(т_кр) – время торможения крана, с.
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:
Где, m_ст – масса стрелы, т (m_ст=16,4).
F_и2=G_ст∙V_п/(3∙t_(т_кр) )=160,835∙1/(3∙1,25)=60,045 кН
M_и2=F_и2∙(L_max-0,5∙L_кол )=60,045∙(32-0,5∙10,5)=1606 кНм
F_и3=V∙V_кр/t_(т_кр) =16∙0,4/1,25=897,5 кН
F_иц=(g∙Q∙n_кр^2∙L_max)/(900-n_кр^2∙H_п )=(9,81∙16∙〖1,55〗^2∙32)/
M_иц=F_цс∙h_бл=15,006 ∙25=375,152 кНм
Где, h_бл – высота концевого блока стрелы, м.
M_в=F_(в_кр)∙h_кр+F_(в_гр)∙h_г=33,7 ∙18+3,5∙22=683,6 кНм
h_кр – высота центра тяжести крана, м (h_кр=18 м);
h_г – высота центра тяжести груза, м (h_г=22 м).
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
M_Q=g∙Q∙(L_max-0,5∙L_кол )=9,81∙18 ∙(32-0,5∙10,5)=4188 кНм
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))
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.
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.
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.

Название: Техническая характеристика портального крана циклического действия с возвратно–поступательным движением грузозахватного органа
Раздел: Рефераты по транспорту
Тип: курсовая работа
Добавлен 16:35:50 23 апреля 2011 Похожие работы
Просмотров: 2698
Комментариев: 14
Оценило: 2 человек
Средний балл: 5
Оценка: неизвестно   Скачать

Срочная помощь учащимся в написании различных работ. Бесплатные корректировки! Круглосуточная поддержка! Узнай стоимость твоей работы на сайте 64362.ru
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.

Курсовая работа: Техническая характеристика портального крана циклического действия с возвратно–поступательным движением грузозахватного органа
Ооо Реферат
Гимнастика Реферат
Эссе На Тему Каждый Сам Себе Судьба
Отчет по практике по теме Порядок введения бухгалтерского учета в ООО 'Центр обработки вызовов 'Контакт-М'
Курсовая По Биологии 10 Класс
Курсовая работа по теме Проектирование электрической части станции типа ТЭЦ
Курсовая работа: Комплексные металлоорганические катализаторы. Скачать бесплатно и без регистрации
Написание Контрольных Работ На Заказ Вакансии
Ртутные Вентили Устройство Принцип Действия Реферат
Реферат Заболевания Центральной Нервной Системы
Почему Надо Быть Ответственным Человеком Мини Сочинение
Реферат: Василь Быков. "Облава". Скачать бесплатно и без регистрации
Реферат: ЗАКОН УКРАЇНИ Про боротьбу з корупцією
Реферат по теме Теории управления о роли человека в организации
Реферат по теме Телефонное консультирование
Реферат: Women’s movement in Australia
Дипломная работа по теме Прокол книжки
Сочинение На Тему Дубровский Образ Маши Троекуровой
Производство И Реализация Продукции Курсовая
Реферат: Tragic Hero In Antigone Essay Research Paper
Курсовая работа: Участь слов’янських народів Австрійської імперії в Європейській революції 1848-1849 рр.
Реферат: Мембрана клетки
Доклад: Алаявиджняна