Кран консольный стреловой

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Кран консольный стреловой

1. Расчета механизма подъема груза

груз кран редуктор подвеска

Рассчитать механизм подъема груза при следующих исходных данных:

- грузоподъемность крана Q = 800 кг

(вес груза G = Q Ч g = 800 • 9,8 = 7848 Н);

- скорость подъема груза х_ГР = 0,14 м/с;

- высота подъема груза Н = 2 м;

- режим работы механизма «Л».

1.1 Разработка схемы механизма подъема груза

Необходимая кратность полиспаста

где n - число канатов, набегающих на барабан (n = 1 для одинарного кратного полиспаста, n = 2 для сдвоенного кратного полиспаста).

Рисунок 1.1

1.2 Выбор каната (цепи)

Максимальное натяжение каната, набегающего на барабан

кН,

h _ПОЛ = ,

где h = 0,98…0,99 - КПД одного блока на подшипнике качения;

t - количество отклоняющих блоков.

Разрывное усилие каната

F_РАЗ = F max • K = 8,01 • 5= 40,05 кН,

где K = 5 [1, с. 55] - коэффициент запаса прочности каната по нормам Ростехнадзора (при легком режиме работы).

По разрывному усилию F_РАЗ = 40,05 кН выбираем канат двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6Ч19 по ГОСТ 2688-80 [3, с. 277] по условию

[F_РАЗ] = 49,9 кН > F_РАЗ = 40,05 кН.

Канат 9,5 - Г - I - Н - 1600 ГОСТ 2688-80,

где 9,5 - диаметр каната d _К, мм [3, с. 57];

Г - грузовой канат;

I - 1 марки;

Н - нераскручивающийся;

1600 - предел прочности , МПа.

1.3 Выбор крюка

При а = 1 полиспаст для выигрыша в силе не нужен, поэтому крюк, специальным образом, прикрепляется к концу единственной ветви каната. Крюк чалочный грузоподъемностью 1,6 т подбираем по таблице, масса крюка 1,2 кг [3, с. 23].

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1.2

1.4 Выбор электродвигателя

Необходимая статическая мощность двигателя при подъеме максимального груза в период установившегося движения:

Выбираем ближайший по мощности крановый электродвигатель, можно в меньшую сторону до (0,7 … 0,8) ? N_{СТАТ МАХ} [3, с. 315]. Двигатель МТF 111-6

c N_ДВ^ГОСТ = 1,7 кВт (при ПВ = 25%), с n_ДВ = 850 об / мин.



Рисунок 1.3

Максимальный момент, развиваемый двигателем при перегрузках

Т_{ДВ МАХ} = Т_{ДВ НОМ} • 2,6 = 19,1 • 2,6 = 49,66 Н·м

где 2,6 - кратность максимального момента;

Момент инерции ротора двигателя J_Р = 0,045 кг ? м^2; масса двигателя m _ДВ = 80 кг; диаметр вала двигателя d _ВАЛА = 35 мм; длина выходного конца вала l _ВАЛА = 80 мм; расстояние от опорной поверхности до оси вала двигателя h = 150 мм; диаметр отверстия для болта 17 мм.

Угловая скорость вращения вала двигателя:

Номинальный момент, развиваемый двигателем:

1.5 Определение основных размеров барабана, блоков

Предварительный диаметр барабана и отклоняющихся блоков по оси стального каната можно принять одинаковыми, вычислив по формуле

D _{Б ПР} і d _К Ч e = 9,5· 16 = 152 мм,

где е - коэффициент, регламентируемый нормами Ростехнадзора (при легком режиме работы е = 16 [3, с. 59]).

Остальные размеры барабана определяются при уточнении диаметра барабана, после подбора стандартного редуктора.

1.6 Выбор редуктора и проверка его прочности

Требуемое передаточное отношение редуктора:

где требуемая угловая скорость вращения барабана.

где х_БАР - окружная скорость барабана, равная скорости набегающей ветви каната х_К, м /с.

х_БАР = х_К = х_ГР Ч а = 0,14 Ч 1 = 0,14 м / с.

Выбираем горизонтальный двухступенчатый цилиндрический редуктор типа Ц2У - 250Н с передаточным отношением i _РЕД = 50 > i^ТР_РЕД = 48,32.

При легком режиме работы, передаваемая входным валом редуктора номинальная мощность, N_{РЕД ВХ} =8,2 кВт при n_{РЕД ВХ} = 1000 об / мин [3, с. 319]. Диаметр конического конца входного вала d_ВХ = 30 мм; диаметр цилиндрического конца выходного вала d_ВЫХ = 65 мм; масса редуктора m_РЕД = 85 кг.

Рисунок 1.4

Номинальный момент, передаваемый входным валом редуктора:

Так как Т _{РЕД ВХ} = 78,31 Н·м > Т_{ДВ НОМ} = 19,1 Н•м - прочности редуктора достаточно.

1.7 Уточнение размеров барабана и проверка его прочности

Уточняем угловую скорость барабана

Уточняем диаметр барабана по дну нарезки

мм ~150 мм

Шаг винтовой нарезки на барабане р = d _K + 2_…3 мм = 9,5 + 2…3 = 12 мм.

Тогда рабочая длина барабана при использовании одинарного кратного полиспаста

L_Р = z · р = 10 •12 = 120 мм,

где z - число витков каната на барабане при однослойной навивке.

где z ₀ - количество неприкосновенных витков, требуемых правилами Ростехнадзора, для разгрузки деталей крепления каната;

z _КР - количество витков, необходимых для крепления конца каната.

Н_П = Н + А + В = 2000 + 100 + 200 = 2300 мм,

где Н - высота подъёма крюка;

А - ход грузозахватного устройства от начала его взаимодействия с ограничителем подъёма крюка до остановки этим ограничителем;

В-страховочное расстояние, требуемое Правилами Ростехнадзора, от остановленной ограничителем крюковой подвески до неподвижного блока.

Из условия технологии изготовления чугунного барабана толщину стенки задаем по эмпирической формуле

d--і 0,02 D _Б + (6 … 10 мм) = 0,02 Ч 150 + 9 = 12 мм (или d--» 1,2 d _К),

Прочность стенки барабана проверяем только на сжатие, так как

где К_СЛ - коэффициент, учитывающий число слоёв каната на барабане.

р - шаг нарезки.

Допускаемые напряжения на сжатие можно определить по [5, с. 125] или по приближенным формулам [у_СЖ]_{ЧУГУН СЧ 20} = 0,5 Ч--s _В = 0,5 Ч 200 = 100 МПа;

Так как s_СЖ = 56 МПа < [?_СЖ] = 100 МПа - прочность обеспечивается.

1.8 Выбор муфты

Расчетный момент для выбора муфты

Т_РАСЧ = Т_{ДВ НОМ} • К₁ · К₂ = 19,1 • 1,3 • 1 = 24,83 Н•м,

где К₁ - коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма (для механизма подъема груза К₁ = 1,3 [3, с. 42]);

К₂ - коэффициент, учитывающий режим работы механизма (К₂ = 1 для режима работы «Л» [1, с. 42]).

Принимаем муфту МУВП 125-30-III по ГОСТ 21424-75 с номинальным крутящим моментом Т_{М НОМ} = 125 Н•м > Т_РАСЧ [3, с. 338].

Диаметр конического отверстия для вала редуктора придется расточить до 30 мм. Момент инерции муфты J_М = 0,1 кг·м² [1, с. 340]. Масса муфты m _М = 20 кг.

1.9 Проверка электродвигателя на время разгона груза при подъеме

,

где J _ПРВРАЩ, J _ПРПОСТ - приведенные к валу двигателя моменты инерции соответственно вращающихся и поступательно движущихся масс механизма подъема груза (при подъеме груза);

Т _{ДВ ПУСКСР} - средний пусковой момент двигателя;

Т_{СОПРСТАТ} - момент сил статического сопротивления вращению вала двигателя при подъеме груза без ускорения.

кг•м²

где д - коэффициент, учитывающий влияние остальных вращающихся масс привода (валов и колес редуктора, барабана и т.д.)

кг•м²

Для электродвигателей с короткозамкнутым ротором (MTKF, MTK) средний пусковой момент можно принимать

Н•м,

где Т_ДВМАХ - максимальный момент, развиваемый двигателем при перегрузках.

Нм;

Фактическое время разгона t_P=1,02 с находиться в диапазоне рекомендуемых значений времени разгона t_P^РЕК=1…2 с, следовательно, выбранный двигатель обеспечит необходимую интенсивность работы.

Среднее ускорение груза в этом случае

м/с²

меньше допустимого м/с², условие щ_СР < [щ_СР] - удовлетворяется.

1.10 Выбор тормоза, проверка времени торможения при опускании груза, проверка колодок тормоза на износостойкость и отсутствие перегрева, выбор электромагнита тормоза

Так как тормозной шкив устанавливается на валу двигателя, момент сил статического сопротивления на валу тормоза при опускании груза вычисляем

Т^/_{СОПРСТАТ} = Т_{СОПРСТАТ}•з ²_МП = Н•м,

Необходимый момент торможения по нормам Ростехнадзора

Т _ТОРМ = Т^/_{СОПРСТАТ} • в = 10,6 • 1,5 = 15,9 Н•м,

где в - коэффициент запаса торможения (1,5 - для легкого режима [3, с. 66]).



Рисунок 1.5

Выбираем двухколодочный тормоз ТКТ - 100 [1, с. 340] по условию: Т_{ТОРМ МАХ} = 20•м > Т_ТОРМ = 15,9 Н•м.

Наибольший тормозной момент Т _{ТОРМ МАХ} = 160 Н•м

Диаметр шкива D = 200 мм

Масса тормоза m _Т = 37 кг

а ₁ = 135 мм, а ₂ = 305 мм;

l _М = 200 мм, l ₁ = 36 мм.

Ширина колодок В = 90 мм, угол охвата колодки д = 70 ⁰.

Определяем время торможения при опускании груза:

где J'_ПРПОСТ - приведенный к валу двигателя момент инерции поступательно движущихся масс (при опускании груза).

J^/_ПРПОСТ = J_ПРПОСТ•µ ²_МП = Нм,

Наибольшая допускаемая длина пути торможения механизма подъема груза при легком режиме



Максимально допустимое время торможения

> условие выполняется.

Проверяем колодки на износостойкость и отсутствие перегрева.

Необходимое усилие прижатия колодок для торможения шкива

где f - коэффициент трения асбестовой ленты по чугунному шкиву.

Среднее давление на рабочей поверхности колодок

Так как q = 0,021 МПа < [q] = 0,6 МПа [3, с. 46] - износостойкость накладок на колодках обеспечивается.

Так как q • х= 0,021 •8,9 ? 0,19 МПа•м/с < [qх] = 5 МПа•м/с - перегрева накладок не будет, где х = щ_ДВ • D/2 = 89 • 0,2/2 = 8,9 м/с.

Выбираем электромагнит по моменту якоря.

Необходимая на конце рычага колодки сила для торможения

где з_РС - КПД рычажной системы тормоза.

Необходимое усилие основной пружины тормоза

F₀ = F + F_В = 119,6 + 40 =159,6 Н,

где F_В - усилие вспомогательной пружины (рекомендуется 40 Н).

Необходимое для раздвигания колодок усилие электромагнита

Необходимый для раздвигания колодок момент якоря электромагнита

Т_М = F_М • l_М = 40,1 • 0,227 = 9,1 Н•м.

Выбираем электромагнит МО-200Б с максимальным моментом якоря электромагнита Т_М = 40 Н•м > Т_М = 9,1 Н•м и максимальным ходом якоря

h_{М МАХ} = 21 мм [5, с. 431].

Необходимый для раздвигания колодок ход якоря электромагнита

где л - рекомендуемый установочный зазор между колодкой и шкивом (л = 0,8 мм [3, с. 46]);

1,1 - коэффициент, учитывающий люфты в шарнирах рычажной систем тормоза.

Так как у электромагнита МО-200Б h_{М МАХ} = 21 мм > h_М = 14,01 мм - выбранный электромагнит подходит для установки на тормоз.

1.11 Окончательная компоновка лебедки механизма подъёма груза

Проведенные расчеты показывают, что предварительно выбранная на рисунке 2.1 схема компоновки лебедки остаётся без изменений.

1.12 Выбор концевого выключателя для ограничения высоты подъема крюка и разработка схемы установки ограничителя

При нажатой кнопке концевой выключатель включен, и через него питается электрооборудование лебедки механизма подъема. Если рабочий, управляющий краном «зазевается» и не включит механизм подъема при подходе крюковой подвески к верхнему положению, то подвеска приподнимет рычаг, и его воздействие на концевой выключатель прекратится. В результате под воздействием пружины, расположенной внутри выключателя, его кнопка и рычаг перемещаются и электрическая цепь, питающая лебедку, разрывается. Дальнейший подъем прекращается.

Крюковая подвеска при этом останавливается ограничителем несколько выше верхнего положения, которым определяется высота подъема. Чтобы не сломать концевой выключатель ставят упор.

Выбираем стандартный концевой выключатель, именуемый «Выключатель путевой».

Рисунок 1.6

1-стрела; 2-крюк; 3 - рычаг; 4-концевой выключатель; 5 - упор

2. Разработка металлоконструкции и опор поворотного крана

2.1 Разработка расчетной схемы металлоконструкции крана

Исходными данными для построения, являются технические характеристики крана и результаты расчета механизма подъема груза.

В рассматриваемом примере:

- высота подъема груза Н = 2 м;

- грузоподъемность крана Q =800 кг, вес груза G = 7848 Н;

- масса редуктора Ц2-250Н m _РЕД = 85 кг, длина 515 мм, высота с рамой лебедки 310+120 = 430 мм, от основания редуктора до оси вала 160 мм [3, c. 320]

- масса двигателя MTF 111-6 m_ДВ = 80 кг, расстояния между болтами крепления 220 х 235 мм, от лап до оси вала 132 мм, диаметр вала 35 мм [3, c. 316]

- масса тормоза ТКТ - 100 m _Т = 12 кг, расстояние от основания до центра тормозного шкива 240 мм [3, c. 340];

- диаметр барабана D _б =150 мм; диаметр блоков по наружному диаметру 150 мм;

- максимальное натяжение каната F_МАХ = 8010 Н;

- ход грузозахватного устройства от начала его взаимодействия с ограничителем высоты подъема груза до остановки этим ограничителем А = 100 мм;

- страховочное расстояние Ростехнадзора от остановленной ограничителем крюковой подвески до блока В = 200 мм.

Построения начинают с отклоняющего блока на конце стрелы, затем откладывают вниз расстояния: А+В, Н_КП, Н. Таким образом, находят высоту подвижной колонны h = 4560 мм.

h = R_БЛ +А+В+H_КП +Н + h₂ = 75+100+200+155+2000+250= 2780 мм.

Отложив, от оси грузозахватного устройства влево величину вылета крана «a» - находят положение оси неподвижной колонны.

Вычислив, по существующим рекомендациям [7, с. 60], размер

h₁ ? (0,4 ± 0,1) • а = (0,4 ± 0,1) •2500 = 1250 мм - находят положение подкоса.

В итоге получаем: длину стрелы (с учетом нахлеста с колонной) l_С =2,675 м, длину подкоса l_П = 3,5 м.

l_С = а + R_БЛ+ 0,1 = 2,675 м; l_П = 2,95 м

2.2 Подбор подшипников для опор крана и определение размеров цапф под подшипники

Далее находят точки приложения сил a_i и величины сил G_i:

G_С - веса стрелы; G_П - веса подкоса;

G_Р - веса растяжки; G_Л - веса лебедки;

G_ПР - веса противовеса; G_КОН - веса консоли для противовеса;

G_КП - веса подвижной колонны; G_КН - веса неподвижной колонны;

F_X - осевой нагрузки на упорный подшипник;

F_R - радиальной нагрузки на радиальные подшипники.

а =2,5 м; а_Л = а_ПЛ = 1,5 м; а_С = а_П = 0,5 м; а_F = 1,1 м

Предполагая изготовить подвижную колонну из двух швеллеров №20а, а стрелу и подкос, каждую из двух швеллеров №10, определяют:

G_С =

G_П = ;

G_Л ? 1,6 • (m_РЕД + m_ДВ + m_Т) · g = 1,6 • (85 + 79 + 25) · 9,8 ? 2967 Н,

G_{КП =}

где q - масса одного метра швеллера, кг [9, c. 140];

g - ускорение свободного падения, м / с²;

l - длины швеллеров, м.

В этих формулах коэффициентом 1,15 учитывают массы накладок и косынок на стреле, подкосе и колонне, а коэффициентом 1,6 учитывают массы остальных элементов лебедки (муфты, рамы лебедки, крепежа и т.д.).

М_ОПРОК = G • a + G_П • а_П + G_С • а_С + G_Л • а_Л - М_S =9800 • 3 + 679 • 1,5 + 620 • 1,5 - -1107 = 30241,5 Н•м.

Радиальная нагрузка на подшипники верхней и нижней опор крана

F_R = М_ОПРОК / h = 302415/ 4,56 = 6631,9 Н,

где h - расстояние между радиальными подшипниками верхней и нижней опор.

Такую нагрузку выдержит радиальный сферический шариковый «Подшипник 1215 ГОСТ РФ 28428-90» c размерами: d = 75 мм, D = 130 мм, В = 25 мм, у которого С₀ =21,5 кН > F_R = 6,3 кН [6, c. 136].

Осевая нагрузка на упорный подшипник

F_X = G + G_П + G_Л + G_С + G_КП = 9800 + 620 + 2967 + 679 + 1317 = 14773 Н

При диаметре оси блока 40 мм подбираем «Подшипник 208 ГОСТ 8338-75» у которого С^КАТ = 32 кН > C^ТРЕБ = 20,298 кН, с размерами d = 40 мм, D = 80 мм, В = 18 мм.

2.3 Определение продольных и поперечных усилий в элементах металлоконструкции крана (стреле, подкосе, растяжке, колонне)

Рисунок 2.2. Схема нагружения фермы крана

Сумма вертикальных сил, действующих на первый (I) узел фермы,

F_{ВЕРТ НА 1 УЗЕЛ} = G_I + G_{C I} + G_{П I} + G_{Л I} + F_{МАХ I} - F_{MAX I} - F_{MS I} =0,3395+0,4945+2,84-2,58-0,369 = 15,75 кН.

Определяют продольные усилия в основном элементе стрелы и подкосе.

Векторы сил в силовом многоугольнике, составленном из сил, действующих на первый узел фермы, пропорциональны длинам стержней фермы.

Рисунок 2.3. Силовой многоугольник из сил, действующих на узел 1



2.4 Проверочный расчёт элементов металлоконструкции крана

Расчёт основного элемента стрелы

Рисунок 2.4. Схема нагружения основного элемента стрелы

Определяют реакции опор, в соответствии с рисунками 6.2 и 6.4

R_I = R_B = G_{С I} + F_{МАХ I} - F_{MS I} = 0,31 + 2,84 - 0,369 = 2,781 кН;

R_II = R_A = G_{С II} + F_{МАХ II} + F_{MS II} = 0,31 + 4,9 + 0,369 = 5,578 кН.

Строят эпюру продольных сил

N_В = F_С - F_МАХ • з = 30,91 - 8,252 • 0,98 = 23,32 кН;

N_Е = N_B + F_МАХ • з = 23,32 + 8,252 0,98 = 30,9 кН;

N_A = N_E = 36,46 кН,

где - КПД отклоняющего блока на подшипниках качения.

Строят эпюры изгибающих моментов

М_ИВ = М_S = 1107 Н·м;

M _ИD = R_I ? (a - a _C) + M_S = 2781 (3 - 1,5) + 1107 = 5278,5 H?м;

M _ИЕ = R_II ? a _F = 5579 ? 1,1 = 6136,9 H?м;

Проверяют прочность основного элемента стрелы в опасном сечении Е

где W_X - момент сопротивления изгибу сечения одного швеллера;

А - площадь поперечного сечения одного швеллера.

Допускаемое напряжение в сечении швеллера из стали Ст 3 при легкомм режиме работы [у] = 140 МПа [2, с. 223].

Прочность основного элемента стрелы из двух швеллеров №10 обеспечивается.

Расчёт подкоса

Рисунок 2.5. Схема нагружения подкоса

Определяют реакции опор, в соответствии с рисунками 4.2 и 4.5

R_I = - G_{П I} - G_{Л I} + F_{МАХ I} = -0,3395 - 0,4945 + 2,58 = 1,746 кН;

R_III = - G_{П III} - G_{Л III} + F_{МАХ III} = - 0,3395 - 0,989 + 5,16 = 3,8315 кН.

Строят эпюру продольных сил

N_B = - F_П - R _I ? cos63 ⁰ = - 34,69 - 1,746 ? cos63 ⁰ = - 35,48 кН;

N_E^П = N_D = N_B - G_П ? cos63 ⁰ = - 35,48 - 0,678 ? cos63 ⁰ = - 35,78 кН;

Строят эпюру изгибающих моментов:

Проверяют прочность подкоса в опасном сечении Е:

где - коэффициент продольного изгиба, зависящий от гибкости подкоса л.

Коэффициент продольного изгиба [2, c. 243]

Гибкость	0	20	40	60	80	100	120	140	160
Коэффициент	1	0,97	0,92	0,86	0,75	0,60	0,45	0,36	0,29



где - коэффициент приведения длины подкоса (если оба конца шарнирных - = 1);

r _X - радиус инерции швеллера (r _X = 39,9 мм, r _Y = 13,7 мм)

где l_П - расстояние между приваренными накладками (l_П=1 м).

Коэффициент выбирают по большей гибкости Рисунок 3.6

Допускаемое напряжение в сечении швеллера из стали Ст 3 при легком

режиме работы [] = 140 МПа [2, с. 223].

_Е = 97 МПа < [у] = 140 МПа.

Прочность подкоса из двух швеллеров №10 обеспечивается.

Расчет поворотной колонны

Рисунок 2.7. Схема нагружения подвижной колонны

Строят эпюру продольных сил

От силы тяжести подвижной колонны: N_{КП А}=0; N_{КП В} = - G _КП = - 2,258 кН.

От остальных сил:

F_ПХ = F_П · sin б = 34,69 ? sin 27⁰ = 15,74 кН;

F_ПУ = F_П ? cos б = 40,924 ? cos 27⁰ = 30,9 кН.

N_A = 0;

N_D = N_A - R _II = 0 - 5,6 = - 5,6 кН;

N_C = N_D - 0,5 · G_Л = - 5,6 - 0,5 · 2,9 = - 7,05 кН;

N_E = N_C + R_III - F_ПХ = - 7,05 + 3,8315 - 15,74 = - 18,95 кН;

F_X = N_B^У = N_Е - G_КП = - 18,95 - 1,09 = - 24,85 кН.

(При правильном расчёте должно совпасть со значением F_X, полученным ранее).

N_{КП Е} = N_{КП В} · (АЕ/АВ) = - 2,258 · (1,65/3,41) = - 1,09 кН;

N_E^У = N_E + N_{КП Е} = - 18,95 - 1,09 = - 20,04 кН.

Строят эпюру изгибающих моментов:

У М _В = 0; F_С ? (h - h₂₎ - F_ПУ ? h ₃ - F_RA? h = 0;

УХ = 0;

F_RB = F_RA + F_ПУ - F_С = 8,6 + 30,9 - 30,9 ? 8,06 кН.

(При правильном расчёте должно совпасть со значением F_R, полученным ранее).

M _ИD = F_RA • h₂ = 8,6 • 10³ · 0,15 = 1290 Н•м;

M _ИЕ = - F_RB h₃ = - 8,6 · 10³ • 1,3 = - 11180 Н•м.

Проверяют прочность колонны в наиболее нагруженном сечении Е:

где - коэффициент продольного изгиба [2, с. 243].

При

выбирают по большей гибкости .

= 0,9 [2, с. 243].

Допускаемое напряжение [у] = 140 МПа [2, с. 223]

_Е = 30 МПа < [у] = 140 МПа.

Следовательно, прочность колонны обеспечивается.

3. Определение усилия для поворота крана

Для определения усилия поворота крана необходимо определить момент сопротивления вращению при разгоне крана.

При Q < 5т - поворот крана вручную.

Т_{РАЗГОНА} = Т_{СОПРОТ СТАТ} + Т_{СОПРОТ ИН,}

где Т_{РАЗГОНА} - момент сил сопротивления повороту при разгоне масс;

Т_{СОПРОТ СТАТ} - статическая составляющая момента сопротивления;

Т_{СОПРОТ ИН} - динамическая составляющая момента сопротивления.

Так как поворот крана вручную Т_{СОПРОТ ИН} = 0.

Т_{СОПРОТ СТАТ} = Т_ТР + Т_НАКЛ +Т_ВЕТРА = 10,2 + 219,2 + 0 = 229,4 Н·м,

где Т_ТР - сопротивление повороту крана от сил трения в опорах;

Т_НАКЛ - сопротивление повороту крана от наклона оси колонны крана;

Т_ВЕТРА - сопротивление от ветровой нагрузки.

Так как кран находится в помещении ТВЕТРА = 0.

Т_НАКЛ = МОПРОК ·sinб = 30241,5 ·0,009 = 272,2 H·м;

T_ТР = T₁ + T₂ + T₃ = 3,2 + 3,2 + 3,8 = 10,2 Н·м,

где T₁ = F_R f_B d_b/2 = 6000·0.01· 0,085/2= 10,2 Н·м - момент сил трения в радиальных подшипниках верхней опоры;

T₂ = F_R f_Н d_Н/2 = 6000·0.01· 0,085/2= 10,2 Н·м - момент сил трения в радиальных подшипниках нижней опоры;

= 14773·0,015·0,025/2 =2,76 Н·м - момент сил трения в упорном подшипнике,

Проверяем возможность рабочего самостоятельно без приспособлений повернуть кран с грузом.

Определяем силу сопротивления

F_СОПР = TСОПРОТ СТАТ / а = 229,4 / 3 = 76,5 Н.

Усилие рабочего определяется по формуле

F_РАБ=F_СОПР / cos 45 = 76,5 / 0,707 = 108 Н.

Так как F_РАБ = 108 Н < 200 H - рабочий может перемещать груз без применения дополнительных механизмов.

4. Конструирование опорной части и определение размеров фундаментальных болтов

Рисунок 4.1

а=600 мм; в=400 мм; [у_см]_бетон=3 МПа; F=14773 H;

M=F·h=14773·0,1=1477,3 Н·м;

а) Определяем напряжение в основании кронштейна

A=a²=0,36 м²

= М/ W_x = 1477,3/0,036=0,04103МПа

где W_x - момент cопротивления W_x =a³/6= 0,036 м³

б) Определяем усилие затяжки предварительной из условия нераскрытия стыка у левой кромки



= Fзат·z/a²

из условия нераскрытия стенки у правой кромки кронштейна:

в) Задаемся усилием предварительной затяжки болта

, где К_з =1,25 коэффициент при постоянной нагрузке

F_зат=1555 Н

г) Определяем усилие затяжки по условию герметичности

,

где К_з =1,5 коэффициент затяжки

H

д) Находим полную нагрузку на болт

F_б = F_зат + X·F_вн=25946 + 0,13·3460 = 26396 Н,

где Х=0,13, Fвн=F^м= = 3460 Н

е) Определяем диаметр болта:

мм;

d^ГОСТ= 24 мм;

Так как по нормам Ростехнадзора диаметр анкерного болта не может быть меньше 24 мм, принимаем анкерный болт с резьбой М24.

Список использованной литературы

1 Методические указания для выполнения лабораторного практикума по курсу «Детали машин и подъемно-транспортные устройства» / Сост. В.А. Беляев и др. - Уфа: Ротапринт филиала УГТ-2 Госкомиздата БАССР, 1982. - 30 с.

2 Методические указания к выполнению лабораторного практикума по курсу «Детали машин и подъемно-транспортные устройства» / Сост. Л.Ш. Шустер, О.Ф. Ноготков, В.А. Беляев. - Уфа: Ротапринт филиала УГТ-2 Госкомиздата БАССР, 1983. - 36 с.

3 Кузьмин А.В., Марон Ф.Л. Справочник по расчетам механизмов подъемно-транспортных машин. Изд. 2-е, перераб. - Минск: Вышэйшая школа, 1983. - 350 с.

4 Руденко Н.Ф. и др. Курсовое проектирование грузоподъемных машин. - М.: Машиностроение, 1971. - 464 с.

5 Подъемно-транспортные машины: Атлас конструкций / Под ред. М.П. Александрова и Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1973.

6 Курсовое проектирование грузоподъемных машин: Учеб. пособие для студентов машиностр. спец. вузов / С.А. Казак, В.Е. Дусъе, Е.С. Кузнецов и др.; Под ред. С.А. Казака. - М.: Высш. школа, 1989. - 319 с., ил.

7 Жингаровский А.Н.и др. Грузоподъемные машины: Учебное пособие. - Ухта: Отдел оперативной полиграфии УИИ, 1998. - 155 с.

8 Перель Л.Я. Подшипники качения: Справочное пособие. - М.: Машиностроение, 1983. - 544 с., ил.

9 Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. Т.1.- 5 изд. - М.: Машиностроение, 1979. - 570 с.

Размещено на Allbest.ru