Козловой кран. Назначение машины, краткое описание её устройства и работ. Описание управления машиной и устройств безопасности. Определение основных параметров крана. Выбор прототипа. Расчет механизма подъема груза. Расчет механизма передвижения тележки. Организация надзора за безопасной эксплуатацией кранов

Принимаем двухрядный радиальный шарикоподшипник 1220 100x180x34 по ГОСТ5720-75

Расчет крепления каната на барабане заключается в определении числа болтов (прижимных планок):

,                                        (49)

где   - коэффициент запаса надежности крепления каната к барабану;

- внутренний диаметр резьбы шпилек (болтов) М20;

 - расстояние от гайки (головки болта) до барабана:

,                                                (50)

мм;

- приведенный коэффициент трения между канатом и прижимной планкой с трапециидальным сечением канавки:

;                                                        (51)

 - угол наклона боковой грани канавки: ;

- коэффициент трения между канатом и барабаном: ;

;

- допускаемое напряжение растяжения в болте:

;                                                      (52)

где  - предел текучести материала;

МПа;

- суммарное усилие растяжения болтов:

,                                      (53)

где - угол обхвата барабана запасными витками().

Н;

Принимаем одну прижимную планку.

     3.10 Расчет крюковой подвески.

Диаметр по дну желоба направляющего блока:

,                                                (54)

где  - диаметр каната;

- коэффициент выбора минимального диаметра направляющего блока()[6,табл2.1];

мм.

Диаметр по дну желоба уравнительного блока:

,                                                     (55)

где  – коэффициент выбора минимального диаметра направляющего блока ()[6,табл.2.1].

мм.

Принимаем стандартный блок мм

Таблица 8 – Основные размеры направляющего блока.

DP	D1	D2	d	d2	d3	lСТ	h	h2	B1	R	r	r3	Масса, кг
530	458	300	160	230	45	70	22	36	65	12,5	32	10	40

По диаметру отверстия под подшипник выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник шириной:

                                          (56)

Принимаем подшипники  для блоков  №218 90х160x30 ГОСТ 8338-75

Таблица 9 - Основные параметры шариковых радиальных однорядных подшипников.

Обозначение подшипника	Внутренний диаметр d, мм	Наружный диаметр D, мм	Ширина В, мм
218	90	160	30
Радиус скругления r, мм	Динамическая грузоподъемность С, кН	Статическая грузоподъемность Со, кН
3,5	95,6	62,0

Упорный подшипник выбирается по диаметру ненарезанной части крюка и проверяется по статической нагрузке ,кН:

                                                                                          (57)

где  Gст – статическая нагрузка на подшипник от веса, поднимаемого груза;

Со – статическая грузоподъемность подшипника.

кН.

Из ГОСТ 6874-75 выбираем подшипник №8315. Основные параметры подшипника приведены в табл.9.                   

Таблица 9 - Основные параметры упорного подшипника.

Условное обозначение	Внутренний диаметр d, мм	Наружный диаметр D, мм	Высота H2, мм	Статическая грузоподъемность Со, кН
8120	100	135	25	214,0

Условие (58)  выполняется, следовательно, подшипник подобран верно.

Высота гайки крюка, мм, принимается в зависимости от длинны нарезанной части хвостовика:

мм,                                                (58)

где  – длина нарезанной части хвостовика,90 мм;

(5…8) мм – выступающая часть хвостовика, необходимая для установки стопорной планки.

мм.

Должно соблюдаться условие:

,                                                    (59)

где – минимальная высота гайки,  мм, определяемая из условия ограничения  удельного давления в резьбе:

,                                         (60)

где  t – шаг резьбы, мм (t=10мм);

d₁, d₀ – наружный и внутренний диаметр резьбы, мм (d₁=80, d₀=74,5)

[p] – удельное давление в резьбе, МПа ([p]=15 МПа).

м.

Условие (59) выполняется.

Ширина траверсы В, мм, определяют в зависимости от наружного диаметра  D  упорного подшипника крюка:

мм,                                            (61)

мм.

Высота траверсы h, мм:

мм,                                   (62)

где  – длина ненарезанной шейки хвостовика крюка, мм;

– длина нарезанной шейки хвостовика крюка, мм;

– высота подшипника крюка, мм (Н₂ = 25 мм);

мм.

Диаметр отверстия в траверсе под хвостовиком крюка d₃, мм:

мм,                                             (63)

где – диаметр ненарезанной части хвостовика, мм.

мм.

Диаметр цапфы d_ц, мм:

,                                                   (64)

мм.

Толщина серьги определяется из условия допустимого давления между серьгой и цапфой траверсы:

,                                                (65)

где  - допустимое давление на смятие в МПа, (=60 МПа).

м

Ширина серьги из условия прочности на растяжение:

,                                       (66)

где  - допускаемое напряжение:

,                                                 (67)

где  - предел текучести материала, МПа;

n – коэффициент запаса прочности (n=1,8)[6,табл.2.2].

МПа.

- ширина серьги, мм:

,                                             (68)

м.

При трех блоках на оси длину траверсы l_т принимаем равной длине оси блоков.

Эскизная компоновка крюковой подвески приведена на рисунке 10.

Принимается конструктивно в зависимости от грузоподъемности:

толщина щеки =6 мм.

расстояние между блоками  = 8 мм;

расстояние  между  блоками  и внутренней поверхностью щеки  принимается равным 6 мм;

расстояние  между  блоками   и   хвостовиком   крюка    принимается   равным 40 мм.

                   Рисунок 10 – Эскизная компоновка крюковой подвески

4. Расчет механизма передвижения тележки.

4.1. Определение основных размеров.

Исходные данные:

грузоподъемность, т	16
скорость передвижения, м/с	0,3
режим работы	5М
Число колес, шт.	4
Число приводных колес, шт.	2
масса тележки, т	3

Принимаем механизм передвижения крановой тележки с центральным приводом(рис. 11). Двигатель соединен с редуктором через промежуточный вал, что допускает большие  смещения соединяемых валов, а также улучшает доступ к тормозу. Т. к. колея тележки невелика, смещаем редуктор к одному из валов.

                       Рисунок 11 - Схема механизма передвижения тележки

    Диаметр ходовых колес выбирается в зависимости от максимальной статической нагрузки, скорости передвижения и режиму работы механизма.

Максимальная статическая нагрузка на колесо, Н:

,                                        (69)

где   К₁ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки на колеса, К₁=1,1

m_т – масса тележки, кг;

n_К – число колес.

 Н.

Колеса принимаем по [6,табл.4.1]. Основные характеристики колес приведены в табл.10

Таблица 10 - Основные характеристики колеса.

Режим работы	Диаметр колеса Dк, мм	Тип рельса	В0, мм	r,мм
5М	320	Р43,Р70	50	4

Материал Сталь 65Г ГОСТ 14959   

4.2. Определение внешних сопротивлений.

Статическое сопротивление передвижению  F_пер, Н:  

                                  F_пер = F_тр + F_укл + F_в,                                                      (70)

где     F_тр – сопротивление передвижению от трения ходовых частей, Н;

F_укл – сопротивление от уклона (подъема) пути, Н;

F_вд – сопротивление от давления ветра, Н.

Сопротивление от трения в ходовых частях F_тр, Н:

                                                                            (71)

где     k_р – коэффициент, учитывающий трение реборды колеса о головку рельса     (k_р= 2,5)[6,табл.4.7];

f – коэффициент трения в подшипниках опор вала ходового колес   (f = 0,015)[6];

m – коэффициент трения качения ходовых колес по рельсам  (m = 0,0003);

d – диаметр цапфы колеса:

d=(0,2…0,3)D                                             (72)

d=м

= 2391,2 Н.

Сопротивление от уклона пути F_укл, Н:

F_укл = (m_т + Q)×g×i,                                             (73)

где     i - угол наклона пути (i = 0,002)[6].

F_укл = (4000 + 160000)×9,81×0,002 = 392,4 Н.

Ветровая нагрузка Fв:

                                                      Fв=Fт+Fг,                                                         (74)

где     Fт - ветровая нагрузка на металлоконструкцию тележки