|
Реферат: Расчет механизмов – козлового консольного крана грузоподъемностью 8 тонн (Технология)
Содержание 1 Введение 2
2 Исходные данные 3
3 Расчёт механизма подъема груза 4
4 Расчёт механизма перемещения крана 10
5 Расчёт механизма перемещения тележки 14
6 Выбор приборов безопасности 18
7 Литература 19
Введение Козловые краны применяют для обслуживания открытых складов и погрузочных площадок, монтажа сборных строительных сооружений и оборудования, промышленных предприятии, обслуживания гидротехнических сооружений, перегрузки крупнотоннажных контейнеров и длинномерных грузов. Козловые краны выполняют преимущественно крюковыми или со специальными захватами. В зависимости от типа моста, краны делятся на одно- и двухбалочные. Грузовые тележки бывают самоходными или с канатным приводом. Грузовые тележки двухбалочных кранов могут иметь поворотную стрелу. Опоры крана устанавливаются на ходовые тележки, движущиеся по рельсам. Опоры козловых кранов выполняют двухстоечными равной жёсткости, или одну -жёсткой, другую -гибкой(шарнирной). Для механизмов передвижения козловых кранов предусматривают раздельные приводы. Приводными выполняют не менее половины всех ходовых колёс. Обозначение по ГОСТ : Кран козловой 540-33 ГОСТ 7352-75
Исходные данные. Таблица № 1. |Грузоподъемность крана |8 тонн | |Пролет |25 метров | |Высота консолей |4,5 метра | |Скорость подъема груза |0,2 м/с | |Скорость передвижения тележки |38 м/мин | |Скорость передвижения крана |96 м/мин | |Высота подъема |9 метров | |Режим работы |5к |
Расчет механизма подъема груза. Механизм подъёма груза предназначен для перемещения груза в вертикальном направлении. Он выбирается в зависимости от грузоподъёмности. Привод механизма подъёма и опускания груза включает в себя лебёдку механизма подъёма. Крутящий момент, создаваемый электродвигателем передаётся на редуктор через муфту. Редуктор предназначен для уменьшения числа оборотов и увеличения крутящего момента на барабане. Барабан предназначен для преобразования вращательного движения привода в поступательное движение каната. Усилие в канате набегающем на барабан, H: Fб=Qg/zun(0=8000*9,81/2*2*0,99=19818 где: Q-номинальная грузоподъемность крана, кг; z - число полиспастов в системе; un – кратность полиспаста; (0 – общий КПД полиспаста и обводных блоков; Поскольку обводные блоки отсутствуют, то (0=(п=(1 - nблUп)/un(1-(бл)=(1-0,982)/2*(1-0,98)=0,99 Расчетное разрывное усилие в канате при максимальной нагрузке на канат Fк=Fб=19818 Н и k=5,5 F(Fк*k=19818*5,5=108999 Н где: Fк – наибольшее натяжение в канате (без учета динамических нагрузок), Н; k – коэффициент запаса прочности (для среднего режима работы k=5,5). Принимаем канат по ГОСТ 2688 – 80 двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6х19(1+6+6/6+1 о.с) диаметром 15 мм имеющий при маркировочной группе проволок 1764 Мпа разрывное усилие F=125500 Н. Канат – 11 – Г – 1 – Н – 1764 ГОСТ 2688-80
Фактический коэффициент запаса прочности: kф=F/Fб=125500/19818=6,33>k=5,5
Требуемый диаметр барабана по средней линии навитого стального каната, мм D(d*e=15*25=375 где: d – диаметр каната е – коэффициент зависящий от типа машины, привода механизма и режима работы машины механизма. Принимаем диаметр барабана D=400 мм. Длина каната навиваемого на барабан с одного полиспаста при z1=2 и z2=3, м: Lк=H*Uп+(*D(z1+z2)=9*2+3,14*0,4(2+3)=24,28 где: Н – высота поднимаемого груза; Uп – кратность полиспаста; D – диаметр барабана по средней линии навитого каната; z1 – число запасных ( неиспользуемых ) витков на барабане до места крепления: (z1=1,5…2) z2 – число витков каната, находящихся под зажимным устройством на барабане: z2=3…4. Рабочая длина барабана, м: Lб=Lk*t/(*m(m*d+D)*(=24,28*0,017/3,14*1(1*0,015+0,4)=0,239 где: Lк – длина каната, навиваемого на барабан; t – шаг витка; m – число слоев навивки; d – диаметр каната; ( - коэффициент не плотности навивки; для гладких барабанов; Полная длина барабана, м: L=2Lб+l=2*0,444+0,2=1,088 Толщина стенки литого чугунного барабана должна быть, м: (min=0,02Dб+(0,006…0,01)=0,02*0,389+0,006…0,01=0,014
=0,018 Принимаем (=16 мм. Dб=D – d=0,4 – 0,015=0,385 м. Приняв в качестве материала барабана чугун марки СЧ 15 ((в=650 Мпа, [(сж]=130 Мпа) найдем напряжения сжатия стенки барабана: (сж=Fб/t[(сж] = 19818/17*10-3*16*10-3 = 72,86 Мпаtт=0,54
Замедление при торможении, м/с2: ат=vгф/tт=0,194/0,41=0,47
Расчет механизма передвижения крана. Механизм передвижения крана служит для перемещения крана по рельсам. Найдем рекомендуемый диаметр ходовых колес Dк=720 мм. Коэффициент качения ходовых колес по рельсам (=0,0006 м. Коэффициент трения в подшипниках качения ходовых колес f=0,02. Диаметр вала цапфы ходового колеса, мм: Dк=0,2*720=144. Примем также kр=2,5
Общее сопротивление передвижению крана, Н: Fпер=Fтр=kp(m+Q)g(fdk+2()/Dk=2,5(22000+8000)* 9,81(0,020*0,14+2*0,0006)/0,720=4087,5
Статическая мощность привода при ( = 0,85, кВт: Pc=Fпер*vпер/103*(=4087*1,6/1000*0,85=7,693 где: Fпер – сопротивление передвижению крана, кг; vпер – скорость передвижения крана, м/с; ( - КПД механизма Т.к привод механизма передвижения крана раздельный, то выбираем двигатель приблизительно в два раза по мощности меньше расчетной. Из таблицы III.3.5 выбираем крановый электродвигатель MTF – 111 – 6 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Рном=4,1 кВт и частоту вращения n=870 мин-1. Момент инерции ротора Ip=0,048 кг*м2.
Номинальный момент на валу двигателя Н*м. Тном=9550Р/n=9550*4,1/870=44,7 Частота вращения вращения ходового колеса (мин-1): nб=60vпер/(*Dк=60*1,6/3,14*0,720=42,16 где: vпер – скорость передвижения крана; Dк – расчетный диаметр колеса, м. Требуемое передаточное число привода: U=n/nк=870/42,46=20,48 Поскольку в приводе механизма перемещения крана должно быть установлено два одинаковых редуктора. Выбираем редуктор типа ВК – 475 передаточное число up=19,68 и Pр=8,3 кВт.
Номинальный момент передаваемый муфтой двигателя, Н*м Тм=Тс=FперDк/2uр(=2043*0,720/2*19,68*0,85=43,98
Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м: Тм=Тмном*k1*k2=43,98*1,2*1,2=62,3 Выбираем по таблице III.5.6 втулочно – пальцевую муфту c крутящим моментом 63 Н*м с диаметром D=100 мм, Момент инерции муфты, кг*м2: Iм=0,1*m*D2=0,1*2*0,1=0,002
Фактическая скорость передвижения крана, м/с: vперф=vпер*u/up=1,6*20,48/19,68=1,66 – отличается от стандартного ряда на допустимую величину. Примем коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами (=0,12 коэффициент запаса сцепления k(=1,1.
Вычисляем максимально допустимое ускорение крана при пуске в предположении, что ветровая нагрузка Fp=0, м/с2 amax=[(zпр(((/k()+(f*dk/Dk))/z)-(2(+f*dk)kp/Dk)*g= =(2((0,12/1,1)+(0,02*0,144/0,720))/4- -(2*0,0006+0,02*0,144)*2,0/0,720)*9,81=0,66 где: zпр- число приводных колес; z – общее число ходовых колес; ( - коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами: при работе на открытом воздухе (=0,12 f – коэффициент трения (приведенной к цапфе вала) в подшипниках опор вала ходового колеса ( - коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам м; dk – диаметр цапфы вала ходового колеса, м: kp – коэффициент, учитывающий дополнительное сопротивления от трения реборд ходовых колес Средний пусковой момент двигателя, Н*м: Тср.п=((max+(min)*Tном/2=(2,25+1,1)*43,98/2=93,66 где: (min- минимальная кратность пускового момента электродвигателя: (min=1,1…1,4
Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления, с: tдоп=v/amax=1,66/0,66=2,515
Момент статических сопротивлений при работе крана без груза, Н*м: Тс=F’перDк/2uр(=2445,96*0,72/2*19,68*0,85=52,6
Момент инерции ротора двигателя Iр=0,048 кг*м2 и муфты быстроходного вала Iм=0,002 I=Ip+Iм=0,048+0,002=0,050 кг/м2
Фактическое время пуска механизма передвижения без груза, с: tп=((*I*n/9,55(Тср.п-Тс))+9,55*Q*v2/n((Тср.пТс)*(= =(12*0,05*870/9,55(93,66-52,6))+9,55*11000*1,662/870(93,66- 52,6)*0,85=7,95 с
Фактическое ускорение крана без груза, м/с2 аф=Vпер/tп=1,66/7,95=0,2081,2
Определение тормозных моментов и выбор тормоза. Максимальное допустимое замедление крана при торможении, м/с2: amaxт=((zпр(((/k()-(f*dk/Dk))/z)+(2(+f*dk)/Dk)*g=((2((0,12/1,1)- (0,02*0,144/0,720))/4)+(2*0,0006+0,02*0,144)/0,720)*9,81=0,571 По таблице принимаем амахт=0,15 м/с2
Время торможения крана без груза, с: tt=Vфпер/амахт=1,66/0,15=11,06
Сопротивление при торможении крана без груза, Н: Fтрт=mg(f*dk+2()/Dk=22000*9,81(0,02*0,144+2*0,0006)/0,720=1222,98
Момент статических сопротивлений на тормозном валу при торможении крана, Н*м: Тст=Fттр*Dk*(/2*up=1222,98*0,720*0,85/2*19,68=19,01
Момент сил инерции при торможении крана без груза, Н*м: Тинт=((*I*n/9,55*tт)+9,55*m*v2*(/n*tт= =(1,2*0,05*870/9,55*11,06)+9,55*22000*1,662*0,85/870* *11,06=51,63 где: tт- время торможения механизма, с:
Расчетный тормозной момент на валу тормоза, Н,м: Трт=Тинт – Тст=51,63-11,06=40,57
Из таблицы III 5.13 выбираем тормоз типа ТКГ – 160 с диаметром тормозного шкива Dт=160 мм и наибольшим тормозным моментом Тт=100 Н*м, который следует отрегулировать до Тт=41 Н*м.
Минимальная длина пути торможения, м: S=V2/R=1,662/0,9=3,06
Фактическая длина пути торможения, м: Sф=0,5*v*tт=0,5*1,66*11,06=9,17
Расчет механизма передвижения грузовой тележки.
Найдем рекомендуемый диаметр ходовых колес Dк=360 мм. Коэффициент качения ходовых колес по рельсам (=0,0006 м. Коэффициент трения в подшипниках качения ходовых колес f=0,02. Диаметр вала цапфы ходового колеса, мм: Dк=0,2*360=72 Примем также kр=2,5
Общее сопротивление передвижению крана, Н: Fпер=Fтр=kp(m+Q)g(fdk+2()/Dk=2,5(3200+8000)* 9,81(0,02*0,072+2*0,0006)/0,36=2014,31
Статическая мощность привода при ( = 0,85, кВт: Pc=Fпер*vпер/103*(=2014*0,63/1000*0,85=1,49 кВт. где: Fпер – общее сопротивление передвижению тележки, Н; vпер – скорость передвижения грузовой тележки, м/с; ( - КПД механизма Из таблицы III.3.5 выбираем крановый электродвигатель MTF – 011-16 имеющим ПВ=25% номинальную мощность Р=1,7 кВт и частоту вращения n=835 мин- 1. Момент инерции ротора Ip=0,02 кг*м2.
Номинальный момент на валу двигателя Н*м: Тном=9550Р/n=9550*1,7/835=19,44
Частота вращения вращения ходового колеса (мин-1): nб=60vпер/(*Dк=60*0,63/3,14*0,36=32,89 где: vпер – скорость передвижения тележки м/с; Dк – расчетный диаметр колеса, м.
Требуемое передаточное число привода: U=n/nк=835/32,89=25,38 Поскольку в приводе механизма перемещения крана должно быть установлено два одинаковых редуктора. Выбираем редуктор типа ВК – 475 передаточное число up=29,06 и Pр=8,1 кВт.
Номинальный момент передаваемый муфтой двигателя, Н*м: Тм=Тс=FперDк/2uр(=2014,31*0,36/2*29,06*0,85=14,67
Расчетный момент для выбора соединительной муфты, Н*м: Тм=Тмном*k1*k2=14,47*1,2*1,2=21,12 Выбираем по таблице III.5.6 втулочно – пальцевую муфту c крутящим моментом 31,5 Н*м с диаметром D=90 мм.
Момент инерции муфты, кг*м2: Iм=0,1*m*D2=0,1*2*0,09=0,018
Фактическая скорость передвижения тележки, м/с: vперф=vпер*u/up=0,63*25,38/29,06=0,55 – отличается от стандартного ряда на допустимую величину. Примем коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами (=0,12 коэффициент запаса сцепления k(=1,1.
Вычисляем максимально допустимое ускорение грузовой тележки при пуске в предположении, что ветровая нагрузка Fp=0, м/с2 amax=[(zпр(((/k()+(f*dk/Dk))/z)-(2(+f*dk)kp/Dk)*g= =(2((0,12/1,1)+(0,02*0,072/0,36))/4- -(2*0,0006+0,02*0,072)*2,5/0,36)*9,81=0,46 м/с2 где: zпр- число приводных колес; z – общее число ходовых колес; ( - коэффициент сцепления ходовых колес с рельсами: при работе на открытом воздухе (=0,12 f – коэффициент трения (приведенной к цапфе вала) в подшипниках опор вала ходового колеса ( - коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам м; dk – диаметр цапфы вала ходового колеса, м: kp – коэффициент, учитывающий дополнительное сопротивления от трения реборд ходовых колес Средний пусковой момент двигателя, Н*м: Тср.п=(1,5…1,6)*Tном=1,5*19,44=29,16
Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления, с: tдоп=v/amax=0,55/0,464=1,185
Момент статических сопротивлений при работе тележки без груза Н*м: Тс=F’перDк/2uр(=575*0,36/2*29,0,6*0,85=4,150
Момент инерции ротора двигателя Iр=0,02 кг*м2 и муфты быстроходного вала Iм=0,018 I=Ip+Iм=0,02+0,018=0,038 кг/м2
Фактическое время пуска механизма передвижения тележки с грузом, с: tп.г=((*I*n/9,55(Тср.п-Тс))+9,55*(Q+mт)*v2/n((Тср.п-Тс)*(= =(1,2*0,038*835/9,55(29,16-14,67))+9,55* *(8000+3200)*0,552/835(29,16-14,67)*0,85=5,42
Фактическое время пуска механизма передвижения тележки без груза, с: tп.г=((*I*n/9,55(Тср.п-Тс))+9,55*mт*v2/n((Тср.п-Тс)*(= =(1,2*0,038*835/9,55(29,16-4,150))+9,55* *3200*0,552/835(29,16-4,150)*0,85=2,3
Фактическое ускорение грузовой тележки без груза, м/с2 аф=Vпер/tп=0,55/2,3=0,23
Проверяем суммарный запас сцепления. Для этого найдем:
А) суммарную нагрузку на привод колеса без груза, Н: Fпр=m*zпр*g/z=3200*2*9,81/4=15696 Б) суммарную нагрузку на привод колеса с грузом, Н: Fпр=m*zпр*g/z=(3200+8000)*2*9,81/4=54936 В) сопротивление передвижению грузовой тележки без груза, Н:
F’пер=kp*m*g(f*dk+2()/Dk=2,5*3200*9,81*(0,02*0,072+2*0,0006)/0,36= = 575,5 C) сопротивление передвижению грузовой тележки с грузом, Н: F’пер=kp*m*g(f*dk+2()/Dk=2,5*(3200+8000)*9,81*(0,02*0,072+2*0,0006)/ /0,36=2014
Определим фактический запас сцепления: k(=Fпр*(/F’пер+mg((a/g)-zпр*f*dk/z*Dk)= =15696*0,15/575,5+3200*9,81((0,23/9,81)-2*0,02*0,072/4*0,36)=1,2
Определение тормозных моментов и выбор тормоза. Максимальное допустимое замедление грузовой тележки при торможении, м/с2: amaxт=((zпр(((/k()-(f*dk/Dk))/z)+(2(+f*dk)/Dk)*g=((2((0,15/1,2)- (0,02*0,072/0,36))/4)+(2*0,0006+0,02*0,072)/0,36)*9,81=0,66 м/с2 По таблице принимаем амахт=0,15 м/с2
Время торможения грузовой тележки без груза, с: tt=Vфпер/амахт=0,55/0,15=3,66 с.
Сопротивление при торможении грузовой тележки без груза, Н: Fтрт=mg(f*dk+2()/Dk=3200*9,81(0,02*0,072+2*0,0006)/0,36=230,208 H.
Момент статических сопротивлений на тормозном валу при торможении грузовой тележки, Н*м. Тст=Fттр*Dk*(/2*up=230,208*0,36*0,85/2*29,6=1,189
Момент сил инерции при торможении грузовой тележки без груза, Н*м: Тинт=((*I*n/9,55*tт)+9,55*m*v2*(/n*tт= =(1,2*0,038*835/9,55*3,66)+9,55*3200*0,552*0,85/830* *3,66=3,6 где: tт- время торможения механизма, с:
Расчетный тормозной момент на валу тормоза, Н*м: Трт=Тинт – Тст=3,6 – 1,89 =1,77
Из таблицы III 5.13 выбираем тормоз типа ТКГ – 160 с диаметром тормозного шкива Dт=160 мм и наибольшим тормозным моментом Тт=100 Н*м, который следует отрегулировать до Тт=41 Н*м.
Минимальная длина пути торможения, м: S=V2/R=0,552/1,7=0,17
Фактическая длина пути торможения, м: Sф=0,5*v*tт=0,5*0,55*3,66=1,0065 >1м
Выбор приборов безопасности Ограничители высоты подъема грузозахватного устройства. В качестве исполнительных устройств этих ограничителей применяют преимущественно рычажные и шпиндельные конечные выключатели. В мостовых и козловых кранах с приводными грузовыми тележками, а так же в стреловых кранах с подъемной стрелой при использовании рычажных выключателей к его рычагу крепят штангу которая может перемещаться в направлении движения рычага выключателя и удерживать рычаг в устойчивом положении при замкнутых контактах. Движение штанги в боковом направлении ограничено направляющей. При подходе к крайнему верхнему положению обойма грузового крюка поднимает штангу, которая воздействует на рычаг конечного выключателя, отключает привод механизма подъема груза. Упоры и буфера. Тупиковые упоры, установленные на концах рельсового кранового пути, предназначены для ограничения пути передвижения крана. Стационарный упор для рельсовых путей козловых кранов грузоподъемностью 8- 15 т листовой стальной щит усиленный средними и боковым ребром. Щит и ребра приварены к основанию. Снизу в щите имеется вырез, обеспечивающий установку упора под рельсами. К щиту болтами прикреплен амортизатор. Основание упора крепится на деревянных шпалах рельсового пути костылем, а ребро направлено к рельсу. Буфера предназначены смягчения возможного удара грузоподъемной машины об упоры. Они могут быть выполнены эластичными, пружинными, пружинно – фрикционными и гидравлическими. В зависимости от установки буфера они могут быть подвижными, неподвижными, и комбинированными. На грузовых тележках кранов подвижные буфера закреплены на боковых сторонах рамы. Эти буфера перемещаются при работе крана вместе с крановым мостом и грузовой тележкой.
ЛИТЕРАТУРА
1. Справочник по расчетам механизмов подъемно – транспортных машин. А.В. Кузьмин, Ф.Л. Марон. Высшая школа, 1983 г. 2. Справочник по кранам. Александров М.П., Гохберг М.М., том 1,2. -Л: Машиностроение,1988. 3. Подъёмно-транспортные машины. Атлас конструкций., под ред. Александрова М.П. и Решетникова Д.Н.-М.:1987.
Реферат на тему: Расчет многокаскадного усилителя
Курсовая работа по усилительным устройствам.
ВАРИАНТ № 7
Выполнил: ст.гр.04 - 414 Уткин С.Ю. Проверил: Харламов А.Н.
ЭТАП №1
Исходные данные для расчета .
Еп=10 В; Rи=150 Ом; Rк=470 Ом; Rн=510; Сн=15 пФ ;Tмин=-30град; Тmax=50град; Требуемая нижняя частота : Fн=50 кГц. Используемый тип транзистора: КТ325В (Si ; N-P-N ; ОЭ) Нестабильность коллекторного тока - [pic] Параметры транзистора:
Граничная частота - Fгр = 800Мгц. Uкбо(проб)=15В. Uэбо(проб)=4В. Iк(мах)=60мА. Обратный ток коллектора при Uкб=15В : Iкбо | |