Расчет механизма подъема грузоподъемного крана

1.1. Выбор кинематической схемы

Для выбора кинематической схемы механизма крана необходимо ознакомиться с конструкциями механизмов, которые применяются на разных типах судовых кранов. Здесь следует четко уяснить: из каких сборочных единиц состоит механизм; назначение каждой единицы; их конструктивные особенности; как передается силовой поток от двигателя к рабочему органу.

Первоначально определяется схема запасовки тросов и кратности полиспастов. Полиспастом называется устройство, представляющее собой систему блоков и тросов, предназначенное для получения выигрыша в силе. Полиспаст характеризуется кратностью u. Кратностью полиспаста называется отношение числа ветвей троса n_T, сбегающих с подвижных блоков, к числу ходовых концов (лопарей) n_л,

Кратностью грузового полиспаста называется отношение числа тросов, на которых висит груз к числу лопарей. В зависимости от числа лопарей полиспасты бывают одинарными и сдвоенными. В состав механизма подъема груза судовых стреловых кранов входит грузовой и уравнительный полиспаст. Уравнительный полиспаст, в отличие от грузового, не предназначен для уменьшения натяжения троса и служит только для горизонтального перемещения груза.

В данной курсовой работе выбираем одинарный (n_л=1) грузовой полиспаст кратностью u_г=2, уравнительный полиспаст кратностью u_у=3,

Рис. 1.1. Рис. 1.2.

Рис. 1.1. Схема запасовки тросов механизма подъема и изменения вылета стрелового крана.

Рис. 1.2. Схема запасовки тросов механизма подъема стрелового крана.

Кратность грузового полиспаста стреловых кранов назначается по грузоподъемности крана в соответствии с такими рекомендациями

Q=11т >10т, u_г=2;

где Q – грузоподъемность, т.

1.2. Определение высоты перемещения груза при полном изменении вылета стрелы

Длина стрелы определяется согласно общей схеме крана рис. 1.6 из DA₁BE, м

,

где L_max – максимальный вылет стрелы, м;

Рис. 1.2. Кинематическаясхема механизма подъема груза:

1 – грузовой полиспаст; 2 – уравнительный полиспаст; 3 – лопарь шкентеля; 4 – барабан; 5 – редуктор; 6 – соединительная муфта МУМВ (с тормозным шкивом); 7 – тормоз; 8 – электродвигатель.

a_min – минимальный угол наклона стрелы, по правилу Регистра 4.2.1 для стрел (Q<10 т) a_min=25°.

Высота расположения нока стрелы при максимальном вылете (рис. 1.3 из DA₁BE), м

,

при минимальном вылете

a_max – максимальный угол наклона стрелы, который определяется из D DBA₂ (рис.1.3) .

Перемещение нока по высоте, м

.

Требуемая высота портала, м

,

где u_у – кратность уравнительного полиспаста, которая принимам u_у=3 (рис.1.1);

b – величина смещения блока на портале С в торону относительно точки качания стрелы B, верхние знаки – для случая смещения точки С в сторону стрелы, а нижние знаки – для случая смещения точки С в сторону, противоположную стреле.

Рис. 1.3. Общая схема судового крана

Расстояние межу блоками портала и нока на максимальном вылете, м

,

на минимальном вылете, м

Отклонение груза от горизонтали при изменении вылета стрелы (с неработающем механизмом подъема), м

где – допускаемое отклонение груза от горизонтали при изменении вылета от L_max до L_min, согласно Регистру .

Условие не возможно выполнить с использованием уравнительных полиспастов, то применяем устройство с планетарной связью.

1.3. Выбор троса

КПД полиспаста, согласно выбранной схеме

где h_бл – КПД блока, в соответствие с требованиями Регистра h_бл=0,98;

u_г– кратность грузового полиспаста, u_г=1;

n_бл – количество направляющих блоков уравнительного полиспаста, n_бл = 3.

Максимальное натяжение лопаря шкентеля (троса, навиваемого на барабан), кН

,

где – вес груза, кН

кН, (можно принять ),

Q – грузоподъемность, Q =11 т;

– вес грузозахватного приспособления, кН,

для крюковой подвески.

,

n_л – количество лопарей, n_л=1.

Разрывное усилие троса, кН

,

где k – коэффициент запаса прочности, определяется по табл.1 – правило Регистра 2.3.7,

k =

Трос выбирается по разрывному усилию

,

где – допускаемое разрывное усилие троса, кН.

Выбор троса проводится по Приложению 1 (табл.П.1 или табл.П.2). Регистр (правило 9.5.2) рекомендует применять тросы с пределом прочности от 1275 до 1770 МПа, с диаметром поволок в наружном слое прядей не менее 0,6 мм с одним органическим сердечником и с числом проволок не менее 114, проволочки должны быть оцинкованными.

Принимаем тип каната ЛК– Р 6´19, его диаметр d_Т=18 мм, площадь сечения проволок S_п=124,73 (мм²), допускаемое разрывное усилие троса (кН), маркировочную группа 1470 (МПа), вид покрытия поверхностей проволок – оцинкованные, а также ГОСТ 2688-80.

1.4. Выбор крюковой подвески

Для судовых грузовых кранов применяется при грузоподъемности Q >10т и кратности грузового полиспаста u_г=2.

1. Выбор грузового гака производится согласно условию

≤ [F_п.д.],

где [F_п.д.] – максимально допускаемая нагрузка (SWL) подвески, кН, Приложение 3 табл. 1.

Режим работы крюковой подвески должен соответствовать режиму работы механизма.

d=110мм, d₁=45мм, C=215мм, h₀=115мм, h₁=98мм, h₂=50мм, s=48мм, d₁=45мм, s₁=70мм, s₂=28мм, R=50мм, H=412мм.

2. Выбор грузовой скобы выполняется по условию

≤ [F_г.ск.],

где [F_г.ск.] – допускаемая нагрузка скобы, кН, Приложение 2 табл. 2.

[F_г.ск.] = 61,7кН.

3. Выбор грузовой цепи выполняется по условию.

где - допускаемая нагрузка цепи, кН, Приложение 2 табл. 3.

= 66кН.

4. Выбор вертлюжного противовеса.

,

где - допускаемая нагрузка противовеса.

= 61,7кН.

1.5. Расчет блоков

Блоки являются составной частью полиспастов (талей) и служат для поддержания и направления тросов. Их изготавливают в основном литьем из чугуна СЧ 15, стали 25 Л (для больших нагрузок и тяжелых режимов работы). Конструкция блока показана на рис.1.5. Она должна обеспечить свободное перемещение в них троса и исключить его защемление в ручьях.

Рис. 1.5. Блок на подшипниках качения:

1 – ось блока; 2 – каналы подвода пластичной смазки; 3 – кольцо-распределитель смазки; 4 – крышка уплотнительная; 5 – блок.

При определении диаметров блоков следует исходить из того что, чем меньше диаметр блока, тем больше напряжения изгиба троса и меньше срок его службы. Диаметр блоков по дну канавки, что определяется согласно рекомендациям Регистра, (1.5.5.2) должен быть не меньше, мм

Диаметр блоков по центру наматываемого троса, мм

.

Профили канавок блоков определяются по Приложению 4 табл.П4.1.

Частота вращения блока, мин^-1

V_т– скорость троса на блоке, м/с;

,

V_под – скорость подъема груза, ;

D_0бл – диаметр блока по центру навивания троса, D_0бл =0,513 м.

Долговечность подшипника в часах

,

L – долговечность подшипника, L =1 млн. оборотов.

Эквивалентная нагрузка подшипника, кН

,

X, Y – коэффициент радиальной и осевой нагрузки, X=1, Y=0 при F_a=0;

V – коэффициент вращения, при вращении наружного кольца подшипника V=1,2;

F_r – радиальная сила, действующая на подшипник (рис.1.6);

F_a– осевая сила, действующая на подшипник;

K_б – коэффициент безопасности, K_б=1,3;

K_T – температурный коэффициент, K_T=1.

Требуемая динамическая грузоподъемность подшипников

,

Требуемая динамическая грузоподъемность одного подшипника

,

По каталогу [6] или [7] выбираются шарикоподшипники радиальные однорядные по условию

,

где – паспортная (каталожная) динамическая грузоподъемность подшипника, кН.

Характеристики выбранного подшипника: № 415 обозначение; d =75 мм внутренний диаметр; D =190 мм наружный диаметр; В=45мм ширина; динамическая грузоподъёмность, –статическая грузоподъемность.

Изгибающий момент в опасном сечении оси (рис.1.6), кН×мм

,

где R_A – реакция в опоре А, которая определяется из уравнения равновесия сил (рис.1.6.) кН, ;

l₁ – расстояние от опори до центра подшипника (рис.1.6),l₁ =50 мм.

Условие прочности оси блока на изгиб, МПа

,

Рис. 1.6. Расчетная схема нагружения оси блоков нока стрелы.

– допускаемые напряжения изгиба, МПа,

– предел текучести материала– стали 45, МПа , Приложение 5 табл. П5.1;

S – запас прочности оси, S=2…4, принимаем S=2.

1.6. Расчет барабана

Барабаны предназначены для укладки троса и преобразования вращательного движения в поступательное при перемещении груза.

Диаметр нарезного барабана по дну канавки, который определяется согласно рекомендациям Регистра (1.5.5.2), должен быть не меньше, мм (рис.1.7)

.

На практике диаметр D_Б1 принимают большим вычисленного ранее, что приводит к увеличению срока службы троса, принимаем D_Б1=500 мм.

Расчетный диаметр барабана по центру наматываемого каната (рис.1.14), мм

Профиль канавок барабанов определяется по Приложению 6 табл. П.6.1. Необходимо записать все выбранные характеристики барабана. В большинстве случаев используется однослойная навивка троса, что позволяет исключить контакт витков и увеличить срок его службы.

Рис.1.7. Профиль винтовых канавок барабанов

Длина троса наматываемого на барабан (для одинарных полиспастов a=1) или на половину барабана (для сдвоенных полиспастов a=2), м

,

H – высота подъема груза, м;

u_г – кратность грузового полиспаста.

Число рабочих шлагов (витков) нарезной части барабана

принимаем .

Общее число шлагов (витков) нарезной части барабана

,

где z_з – число запасных шлагов, по правилам Регистра (1.5.5.6) принимают z_з=2;

z_к – число шлагов для крепления троса, по правилам Регистра (1.5.5.4) принимают z_к=2.

Длина нарезной части барабана, мм

,

где p – шаг нарезки (рис.1.7), p =18+3=21 мм. Глубина нарезки h=18×0,3=5,4 мм.

Полная длина барабана (рис.1.8), мм.

,

где l_p – ширина реборды, .

Рис.1.8. Размеры барабана

Толщина стенки барабана определяется из условия прочности на сжатие, мм

,

где – допускаемое напряжение сжатия, принимаем материал барабана – сталь Ст5 ГОСТ 380-71.

– для стальных барабанов

s_b, s_T– предел прочности и предел текучести материала, МПа, Приложение 5;

S – коэффициент запаса прочности материала, S =1,5 – для стальных барабанов.

Вращающий момент, передаваемый барабаном, кН×м

Рис.1.9. Схема к расчету барабана на прочность

Вычисляем отношение , поэтому расчет на прочность по напряжениям сжатия и кручения не проводим.

В судовых кранах наибольшее распространение получили конструкции барабанов, которые передают силовой поток от редуктора к барабану, расположенному непосредственно на тихоходном валу редуктора.

1.7. Расчет крепления троса к барабану

Согласно Регистру расчет крепления троса выполняется для пробной (повышенной) нагрузки (1.5.6.6), которая принимается: при грузоподъемности равна 1,25SWL.

Принимается конструкция троса к барабану прижимной планкой Рис.1.10-1.12, которая имеет трапециевидные канавки. Количество крепежных планок 1 должно быть не менее двух (1.5.6.4). Трос удерживается от перемещения силой трения, которая возникает от силы затяжки F_зат шпильки (рис.1.10-1.11) или болта (рис.1.12).

Перед планкой предусматриваются дополнительные шлаги (витки), способствующие (рис.1.13) уменьшению усилия в точке закрепления троса.

Рис.1.10. Крепление троса к барабану при помощи шпильки

Рис.1.11. Узел крепления троса к барабану шпилькой

Рис.1.12. Крепление троса к барабану при помощи болта

Рис.1.13. Силы, действующие на узел крепления троса к барабану

Сила натяжения троса перед нажимной (крепежной) планкой с учетом двух запасных шлагов (витков) определяется по формуле Эйлера

,

где – натяжение лопаря шкентеля от пробной нагрузки,

при грузоподъемности – ;

f – коэффициент трения межу тросом и барабаном, f=0,12…0,16;

a – угол обхвата тросом барабана запасными шлагами (витками), a =4p.

Суммарная сила затяжки шпилек (болтов)

,

где f₁– приведенный коэффициент трения между планкой и барабаном при угле заклинивания каната 2b=80° рис.1.10

;

a₁ – угол обхвата барабана тросом при переходе от одной канавки планки к другой, a =2p.

Момент, изгибающий шпильки

,

l– плечо изгиба (рис.1.10), l= 35 мм.

Шпилька (болт) испытывает, кроме напряжений растяжения, также напряжения изгиба и кручения. Суммарное напряжение s_с складывается из напряжений растяжения s_р и изгиба s_и. Влияние деформации кручения учитывается коэффициентом 1,3. Условие прочности стержня шпильки (болта)

где k_з – коэффициент запаса надежности крепления троса к барабану ,

d₁ – внутренний диаметр резьбы (мм), в соответствие с требованиями Регистра следует устанавливать шпильки (болты) с резьбой не менее М18 (d₁=15,294 мм), Приложение 8 табл.П8.1;

n – количество шпилек (болтов) n =2;

– допускаемые напряжения изгиба, МПа, .

– предел текучести материала шпильки (болта) с классом прочности 8.8, Приложение 9 табл. П9.1;

S – запас прочности шпильки, S=2…3.

Условие прочности выполняется.

1.8. Расчет оси барабана

Поскольку установлен непосредственно на тихоходном валу редуктора, то расчет оси барабана не проводится.

1.9. Расчет крепления стоек барабана

Как уже отмечалось при установке барабана непосредственно на тихоходном валу в конструкции привода стойки не предусмотрены.

1.10. Предварительный выбор электродвигателя

Определяется максимальная статическая мощность, приведенная к валу электродвигателя при подъеме номинального груза, кВт

где V_под – скорость подъема груза, V_под =27/60=0,45 м/с;

h_мех – к.п.д. механизма подъема,

,

h_П – к.п.д. грузового и уравнительного полиспаста (уравнение (1.11));

h_ред – к.п.д. редуктора, можно принять h_р =0,96;

h_п.б. – к.п.д. подшипников барабана h_п.б.=0,98.

На судовых крановых механизмах наиболее широко применяются электродвигатели с короткозамкнутым ротором d водонепроницаемом исполнении типа МАП. Достоинством этих двигателей является самая высокая надежность среди существующих типов двигателей. Недостатком приводов с такими двигателями является высокие пусковые моменты, приводящие к существенным динамическим нагрузкам, и токи, вызывающие перегрев обмоток. В последнее время на кранах судов новой постройки применяется приводы с частотными преобразователями. Эти преобразователи позволяют обеспечить плавный пуск двигателей без больших динамических нагрузок и значительных пусковых токов, т.е. полностью исключают недостатки короткозамкнутых двигателей.

Выбор двигателя проводят, исходя из следующих условий:

1) по продолжительности включения (ПВ%) – относительная продолжительность включения двигателя должна соответствовать стандартной. Если фактическая продолжительность включения ПВ_ф не совпадает с номинальной (стандартной) ПВ_н, то фактическую мощность P_ф пересчитывают на номинальную по условию

или

,

где – номинальная мощность, кВт;

– фактическая мощность,

ПВ_ф – фактическая продолжительность включения двигателя, ПВ_ф=32%,

ПВ_н – номинальная (стандартная, паспортная) продолжительность включения двигателя, ПВ_н =40 %,

2) по мощности – номинальная (паспортная) мощность двигателя может быть меньше мощности ;

Требуемая мощность двигателя , кВт

Меньшие значения принимают для режимов работы Л и С, большие значения – для режимов В и ВТ. По полученному значениюпо каталогу [3. С.82] выбирают электродвигатель. Для выбранного двигателя следует указать характеристики, указанные в табл.1.2.

Таблица 1.2

Характеристика электродвигателя

1.11. Выбор редуктора

В крановых механизмах широкое распространение получили редукторы марки Ц2. Выбор типоразмера редуктора производится по каталогу – табл. V.1.43 [9. С.218-219]. При этом должны быть проверены условия, касающиеся прочности, долговечности и кинематики редуктора.

Редуктор выбирается по:

1) по расчетному вращающему моменту тихоходной ступени;

2) консольной нагрузке, действующей на тихоходный вал (табл. V.1.44 [9. С.219]);

3) по передаточному отношению;

4) режиму работы механизма;

5) частоте вращения быстроходного вала.

Частота вращения барабана, мин^-1

,

где V_л.ш – скорость лопаря шкентеля, ;

Расчетное (требуемое) передаточное отношение редуктора

.

Первое условие – расчетный момент на тихоходном валу редуктора не должен превышать допустимый вращающий момент на тихоходном валу [T_pед], который указывается в каталоге – Приложение 10 табл.10.1 [9. С.218], кН×м

,

,

Второе условие – расчетная консольная нагрузка на тихоходном валу редуктора не должна превышать допустимую консольную нагрузку на тихоходном валу [F_к], которая указывается в каталоге – Приложение 10 табл.10.2., кН

,

Если барабан установлен непосредственно на конце тихоходного вала, то консольная нагрузка определяется:

.

Третье условие – передаточное отношение редуктора i_p=40,0 не должно отличаться от требуемого передаточного отношения i_p.р не более чем на ±15%:

.

Условие не выполняется следовательно нужно:

1. Изменить передаточное число путем изменения частоты вращения барабана за счет его диаметра;
2. Вести кинематическую схему механизма открытую зубчатую передачу.

Четвертое условие – режим работы редуктора должен соответствовать режиму работы механизма.

Пятое условие – частота вращения быстроходного вала редуктора должна быть не меньше частоты вращения вала двигателя.

Принимаем редуктор Ц2-750 , , , режим работы – средний.

1.12. Проверка перегрузочной способности электродвигателя

В период неустановившегося движения (разгон) электродвигатель должен обеспечить подъем груза, преодолевая при этом не только момент сил сопротивления, но динамические (инерционные) моменты движущихся масс.

Необходимое время разгона привода

где – допускаемое ускорение при подъеме груза, 0,1…0,2, м/с² [5].

Рекомендуется, что время разгона должно находиться в интервале с [1].

Уравнение движения электропривода

где – пусковой момент электродвигателя, Н×м;

– момент статических сопротивлений, приведенный к валу двигателя, Н×м;

– динамический момент, возникающий при разгоне, Н×м;

– приведенный момент инерции механизма подъема, кг×м²;

– угловая скорость ротора электродвигателя, ,

Статический момент при подъеме груза, приведенный к валу электродвигателя

.

Приведенный момент инерции механизма, кг×м²

,

где – приведенный момент инерции поступательно движущихся масс, кг×м²

,

m_г, m_гп – масса груза и грузозахватного приспособления, m_г=6000 кг, m_гп =50 кг;

– приведенный момент инерции вращательных масс, кг×м²

,

d – коэффициент, который учитывает моменты инерции масс привода, которые вращаются медленнее, чем вал электродвигателя, d =1,1…1,2,

– момент инерции ротора электродвигателя, кг×м² [3. С.82],

– момент инерции муфты (муфты упругой втулочно-пальцевой с тормозным шкивом), кг×м², табл. V.2.41 [9. C.308].

Исходя из уравнения (1) определяется требуемый пусковой момент, который должен развивать электродвигатель при разгоне, Н×м

.

Условие отсутствия перегрузки электродвигателя

,

где – допустимый пусковой момент, , Н×м.

Выбранный двигатель удовлетворяет условиям перегрузочной способности.

1.13. Проверка электродвигателя на нагрев

Электродвигатели механизмов циклического действия в повторно-кратковременном режиме работы с частыми пусками и остановами нагреваются, и их температура колеблется около допустимого значения.

Рассчитывается эквивалентный момент по нагреву T_E, т.е. момент который вызовет нагрев обмоток электродвигателя до той же температуры, что и реальные условия нагружения (рис.1.20), Н×м

Рис. 1.20. Нагрузочная диаграмма механизма подъема

,

где – момент, который развивает электродвигатель при пуске, , Н×м;

– время разгона электродвигателя в период подъема-опускания груза и пустого грузозахватного приспособления, (рис.1.20);

T_ст.под1 –статический момент при подъеме номинального груза, ;

T_ст.оп1 – статический момент при опускании номинального груза, Н×м

,

T_ст.под2 – статический момент при подъеме пустого грузозахватного приспособления, Н×м

T_ст.оп2 – статический момент при опускании пустого грузозахватного приспособления, Н×м

,

– время установившегося движения при подъеме груза, с

,

H_ср– средняя высота подъема груза, , м;

– время установившегося движения при опускании груза, с;

Можно принять

b – коэффициент, учитывающий ухудшение условий работы в период пуска, b =0,65…0,78 [5].

Проверка электродвигателя на нагрев осуществляется по эквивалентной мощности, кВт

.

Принятый электродвигатель удовлетворяет условиям нагрева.

1.14. Расчет подшипников оси барабана

Подшипники качения в принятой конструкции отсутствуют.

1.15. Выбор тормоза

Расчетный тормозной момент T_т.р определяется по формуле_.,

,

где – коэффициент запаса торможения, по правилам Регистра (5.4.2) принимается .

– статический вращающий момент, приведенный у валу электродвигателя при подъеме номинального груза, Н×м

.

Выбор типа тормоза. В механизмах подъема груза широко используются автоматические нормально замкнутые тормоза с пружинным замыканием и электромагнитным или электрогидравлическим приводом (растормаживателем) типов ТКТ, ТКП, ТКГ, ТКТГ. Выбрав тип тормоза необходимо изучить особенности его конструкции, принцип работы и регулировку, достоинства и недостатки.

Выбираем тормоз с электрогидравлическим толкателем типа ТКГ-300.

Выбор типоразмера. При выборе типоразмера тормоза необходимо проверять следующие условия.

Первое условие – расчетный тормозной момент (1.83) должен быть не больше максимального (паспортного) момента тормоза

,

где – максимальный тормозной момент тормоза ТКГ-400, .

Второе условие – касается только тормозов с электромагнитным приводом – относительная продолжительность включения катушки (ПВ) должна соответствовать продолжительности включения механизма. Это условие для электромагнитных растормаживателей выполняется автоматически.

Тип тормоза выбирается по табл. V.2.20 [9. C.280], табл. V.2.22 [9. C.282], по табл. V.2.23 [9. C.284].

Время торможения при опускании груза, с

,

где – приведенный момент инерции механизма (уравнение (1.70)), кг×м². Здесь учитывать, что – приведенный момент поступательно движущихся масс при торможении определится по формуле

.

,

.

Время торможения получилось достаточно существенным, поэтому необходимо увеличить тормозной момент

1.16. Выбор муфт

Для передачи движения от электродвигателя к редуктору механизма подъема наиболее широко используются упругие втулочно-пальцевые муфты, одна из полумуфт которых изготавливается в виде тормозного шкива. Муфты выбираются исходя из таких условий.

Принимаем стандартную муфту с тормозным шкивом по ОСТ 24.848.03-79.

Первое условие – диаметр тормозного шкива муфты должен быть равен диаметру шкива тормоза, .

Второе условие – диаметры выходных концов двигателя и редуктора должны соответствовать диаметрам полумуфт. Допускается комбинация полумуфт различных диаметров и исполнений (с цилиндрическим или коническим отверстием). Каждая из полумуфт позволяет выполнить расточку диаметров на 20 %,.

Третье условие – расчетный момент, передаваемый муфтой, должен не превышать максимально допустимого момента муфты

,

где – максимально допустимый момент муфты, Н×м, табл. V.2.41 [9. С.308];

,

где k – коэффициент, учитывающий условие работы муфты для механизмов подъема k =1,3 [4].