Проектирование крана-штабелёра консольного типа (курсовой проект)

Содержание:

1. Исходные данные...
2. Введение......
3. Расчетная часть
3.1. Механизм подъема груза
3.2. Механизм передвижение крана
3.3. Расчет балки на прочность
4. Техника безопасности
5. Библиографический список......


2. Введение
Механизация погрузочно-разгрузочных работ - один из важнейших резервов повышения экономической эффективности сельскохозяйственного производства.
Уровень механизации погрузки, разгрузки и складирования сельскохозяйственных грузов еще значительно отстает от уровня механизации аналогичных операций в других отраслях, что приводит к простоям транспорта, большим затратам и увеличению себестоимости продукции. Например, только при ремонте сельскохозяйственной техники трудовые затраты, связанные с подъемно-транспортными операциями, составляют около 30 % общей трудоемкости работ по разборке, сборке и восстановлению деталей.
Многообразие сельскохозяйственных грузов, различающихся по характеру и назначению, обусловливает применение разнообразных подъемно-транспортирующих механизмов - грузоподъемников, лебедок, кран-балок, поворотных консольных, козловых кранов и т. д.
Грузоподъемные механизмы чаще включают в систему машин комплексной механизации грузопотока. В связи с этим общеинженерная подготовка в сельскохозяйственных вузах по специальностям «Механизация сельского хозяйства», «Механизация переработки сельскохозяйственной продукции», «Сервис и техническая эксплуатация транспортных и технологических машин и оборудования в сельском хозяйстве» заканчивается изучением курса «Подъемно-транспортирующие машины» (ПТМ). В процессе обучения студенты получают знания об особенностях процессов перегрузки
сельскохозяйственных грузов, подъемно-транспортирующих средствах основных типов, их характеристиках, области применения и методах расчетов.
Изучение курса ПТМ завершается выполнением курсового проекта или работы, когда студент. впервые самостоятельно разрабатывает конструкцию грузоподъемной машины. При проектировании ему приходится выбирать схемы и основные параметры механизмов, разрабатывать конструкции нестандартных узлов и деталей с учетом условий работы и предъявляемых требований, решать вопросы, связанные с применением стандартных изделий.









3.1 Механизм подъема груза
1) Определить кратность полиспаста, его КПД и рассчитать наибольшее усилие в приводной ветви цепи.
Определяем кратность полиспаста: Uп = 2.
Определяем КПД полиспаста: η=0.9
где: η — КПД полиспаста
Un — кратность полиспаста;
Расчет наибольшего усилия в приводной ветви цепи:
(1)
Где:
- наибольшее усилие в приводной ветви цепи, кН;
Q - грузоподъемность, кг;
g = 9,81 м/с — ускорение свободного падения.

2) Расчет разрывного усилия цепи и выбор её по ГОСТ
(2)
Где: - разрывное усилие каната, кН;
К-коэффициент запаса прочности каната, зависящий от режима работы механизма (в нашем случае легкий режим работы, следовательно К=5)

3) Выбираем цепь
Исходя из разрывного усилия цепи принимаем цепь ТРД-38-3000-1-1-6

4) Определить диаметр и основные размеры звездочек. Определить число оборотов звездочек:
;
.
Где:
— диаметр звездочки ведущей, м;
— диаметр звездочек ведомых, м.

5) Определяем диаметр болта крепления цепи:
(4)
(5)
Принимаем болт диаметром 8 мм.
Где: — допускаемое напряжение, МПа;
— диаметр болта крепления, мм.
6) Определяем частоту вращения звездочек



Где: - скорость подъема груза м/мин;
— частота вращения ведущей звездочки об/мин;
- частота вращения ведомых звездочек об/мин,
7) Определяем мощность, необходимую для подъема Выбираем двигатель по ГОСТ
Определяем мощность, необходимую для подъема груза:
(6)
где Р - мощность, необходимая для подъема груза, кВт;

Выбираем двигатель по ГОСТ: Исходя из расчетной мощности двигателя принимаем крановый асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором серии МТК 012-6.
Мощность двигателя Рдв= 3.1 кВт, частота вращения nдв = 785 мин-1. Пусковой момент Мпуск=67 Н*м, максимальный момент Мmax =67Н*м, маховой момент Мм=0.11 кг*м . Масса двигателя mдв =53 кг.
Проверяем электродвигатель по пусковому моменту
(7)
Где:
J-момент инерции ротора, кг*м2;
tп =3 сек — время пуска двигателя;
1,15÷1,2-коэффициент влияния вращающихся масс.
Определение коэффициента перегрузки в момент пуска:
(8)



где К — коэффициента перегрузки в момент пуска.
По условию прочности коэффициента перегрузки в момент пуска К<[К]. Выбранный нами двигатель соответствует требованиям прочности.
8) Определяем передаточное число механизма

Выбираем редуктор Ц2У-160 с вращающем моментом на тихоходном М=1кН*м; допустимой нагрузкой на тихоходном валу 8 кН; КПД=0,97 и массой 95 кг. С передаточным числом = 12.3.
9)Определяем место установки тормоза и вычисляем тормозной момент.
Определяем момент вращающий звездочки:
(10)
пределение тормозного момента:
(11)
где - тормозной момент, Н*м;
β - коэффициент запаса тормоза, зависящий от режима работы механизма (при легком режиме работы β = 1,5);
- статический тормозной момент, Н*м,
Определяем статический тормозной момент:
(12)
Используя формулу (11) определим тормозной момент:

Выбор тормоза по ГОСТ:
Исходя из величины тормозного момента выбираем тормоз:
ТКТ-100. Диаметр тормозного шкива dТ.Ш. = 100 мм, ширина тормозного шкива ВТ.Ш.=75 мм.
Тормоз устанавливается на быстроходном валу привода, т.к. здесь наименьший тормозной момент.
10) Расчет тормоза на нагрев:
Определим величину силы давления колодки на шкив:
(13)
где Р - удельное давления колодки на шкив, МПа;
N — нормальная сила;
- диаметр шкива, мм;
В - ширина колодки, мм;
β- угол обхвата колодки шкива (60-110), град.
Определим скорость вращения шкива
(14)
где V - окружная скорость поверхности шкива, м/с.

3.6 МПа < 2.5...5 МПа, что допустимо.

3.2 Механизм передвижения

Определяем сопротивление передвижению тельфера и мощность механизма передвижения электротали; скорость передвижения v=0,36 м/с, грузоподъемность Q=1 600кг, собственной массой mк= 0,7Q кг.
При симметричном расположении колес (zk-4) относительно оси подвеса нагрузки на колесо.
(15)
- масса крана и груза соответственно, кг;
g = 9,81 м/с - ускорение свободного падения.
Определяем расчетный диаметр ходовых колес:
,(16)
где - диаметр ходового колеса, мм;
kV – коэффициент влияния скорости;
b – ширина колеи;
р — давление на колесо.
Выбираем диаметр ходового колеса по ГОСТ 3569-74
= 80 мм
Определяем сопротивление передвижению тельфера
(17)

где - коэффициент трения-качения ( =0,4);
d=0,25 =0,25*80=20 мм — диаметр цапфы;
— коэффициент, учитывающий сопротивления трения реборд колеса;
f- коэффициент сопротивления подшипников качения (f=0,02).
Мощность установившегося движения при общем КПД η=0,9

(18)
Принимаем двигатель исходя из - необходимой мощности электродвигателя: закрытый электродвигатель 4А71А6УЗ.мощность: Рдв = 0,37 кВт; частота вращения nдв= 910 мин-1 . Тогда номинальный момент двигателя
(19)
Перегрузку выбранного электродвигателя по максимальному пусковому моменту можно не проверять, т.к. мощность его в 1,5 раза больше статической.
Нормальная работа без буксования обеспечивается при числе ведущих колес z=2, т.е. выполняется условие.

> (20)
При коэффициенте трения колеса о рельс fk=0,16 получим
>
1067>400
т.е. надежное сцепление гарантировано.
Определим время торможения :

(21)
Определяем передаточное число механизма
(22)
где UM - передаточное число механизма;
- частота вращения двигателя, мин-1;
— частота вращения колес, мин-1 .
Следовательно, целесообразно использовать двухступенчатый или планетарный редуктор, встроенный в электродвигатель с фланцевым креплением.

3.3 Расчет балки на прочность

Определяем изгибающий момент, действующий на мост крана:
(23) где - изгибающий момент, Н*м.

Определяем двутавр балки:
(24)
где Wx - момент сопротивления сечения балки, см3 .


Выбираем двутавр No 36;

Материал: сталь Ст4,