Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

кран опорный вал редуктор

Грузоподъемные машины - высокоэффективное средство комплексной механизации и автоматизации подъемно-транспортных, погрузочно-разгрузочных и складских работ. Применение таких машин уменьшает объем использования тяжелых ручных операций и способствует резкому повышению производительности труда. Автоматизация ПТМ позволяет включить ее в поточную линию, а универсальность использования - сделать составным элементом гибкого автоматизированного производства.

Курсовое проектирование ПТМ, основываются на практике ранее выполнявшихся графических и расчетных работ по черчению, теории механизмов и машин, деталям машин, призвано выработать навыки проектирования машины в целом.

Целью данного курсового проекта является конструирование велосипедного крана. Краны находят широкое применение как средства механизации машиностроительного и других производств.

Вместе с этим курсовое проектирование позволяет осветить ряд вопросов, которые будут изучаться в будущих спец дисциплинах. Характер работы в процессе курсового проектирования позволяет решить задачи научно-исследовательской работы



1. Описание устройства и работы велосипедного крана

Простейшие краны, как и большинство грузоподъёмных машин, до конца XVIII века изготовлялись из деревянных деталей и имели ручной привод. Само название «кран» происходит от нем. Kranich - журавль. К началу XIX века ответственные, быстро изнашивающиеся детали (оси, колёса, захваты) стали делать металлическими. В 20-х гг. XIX века появились первые цельнометаллические подъёмные краны, сначала с ручным, а в 30-е гг. - с механическим приводом. Первый паровой стационарный кран, был запатентован в 1827 г.

Велосипедный кран - машина для подъёма и горизонтального перемещения грузов, передвигающаяся по однорельсовому наземному пути. На 2- или 4-осной тележке велосипедного крана установлена колонна, несущая вращающуюся укосину. Устойчивость крана в поперечном направлении обеспечивают реборды ходовых колёс и верхние ролики на вертикальных осях, катящиеся между двумя опорными потолочными балками. Кран при укосине, повёрнутой в направлении движения, занимает мало места; обслуживает по ширине площадь, равную вылету крана по обе стороны пути. Грузоподъёмность до 10 т, вылет стрелы 3-7 м, привод электрический. Велосипедные краны предназначаются для механизации грузоподъёмных и погрузочно-разгрузочных работ в производственных цехах и закрытых складах.

Рисунок 1 - Велосипедный кран: 1 - тележка; 2 - колонна; 3 - укосина; 4 - верхние ролики; 5 - потолочные балки

Кран представляет собой грузоподъемную машину циклического действия. Цикл работы крана состоит из трех этапов:

- захват груза;

- рабочий ход (перемещение груза, разгрузка);

- холостой ход (возврат грузоподъемного механизма в исходное положение).

Конструкция крана включает в себя:

- несущий элемент;

- грузоподъемное устройство, состоящее из гибкого подъемного органа (стального каната или цепи) и грузовой лебедки. Для обеспечения безопасности в работе грузоподъемный механизм оснащается различными ограничителями (грузоподъемности, грузового момента, хода грузозахватного органа);

- грузозахватный орган, который может быть неавтоматического действия (крюк) или автоматического действия (электромагнит, пневматический присос и др.).

Самыми мощными в мире являются 2 крана, установленные на полупогруженном корабле «Микопери-7000» (190 м в длину, 89 м в ширину). Краны принадлежат компании «Оффичине мекканиче реджане» (Италия), спроектированы американской фирмой «Херст энд Деррик», построены итальянской компанией «Монфалконе» и введены в строй 15 декабря 1986 г. Каждый имеет грузоподъёмность 6895 т. Вместе они могут поднять 14 тыс. т. груза. В первые 6 месяцев работы один из них поднял рекордный груз в 5700 т.



2. Расчет механизма подъема груза

Расчет механизма подъема производим по методике изложенной в [1].

По грузоподъемности (Q=2,5 т.) выбираем двухкратный полиспаст (a = 3) (рисунок 2).

Рисунок 2. Кинематическая схема механизма подъема

Усилие в канате, набегающем на барабан:

- номинальная грузоподъемность, кг;

- кратность полиспаста;

t - число отклоняющих блоков;

;

Расчетное разрывное усилие в канате при максимальной нагрузке на канат:

.

где, ? минимальный коэффициент использования каната (по ПРАВИЛАМ, для режима работы 3М? K=5,5)

Выбираем канат двойной свивки типа ЛК-Р:

· Конструкция 6Ч19 (1 + 6 + 6 /6) +1 о.с. по ГОСТ 2688 - 80.

· Маркировочная группа 1862 МПа

· Диаметр каната = 12 мм,

· Разрывное усилие = 82000 H.

Канат грузовой (Г), первой марки (I), из проволоки без покрытия (?), правой свивки (?), нераскручивающийся (Н) обозначается:

Канат 12-Г-I-Н-1764 ГОСТ 2688-80.

Фактический коэффициент использования каната:

По грузоподъемности (Q=2.5 т.) выбираем крюковую подвеску:

Принимаем крюк: заготовка №12 типа А; заготовка крюка 12А ГОСТ6627-74 при режиме работы М3.

Диаметр блока:

где, e ? коэффициент выбора диаметра блока (по ПРАВИЛАМ, для режима работы 3М? e=17

Принимаем диаметр блока .

2.1 Расчет барабана

Диаметр барабана:

где, e ? коэффициент выбора диаметра барабана (по ПРАВИЛАМ, для режима работы 3М? e=17

Принимаем диаметр барабана .

Число рабочих витков:

Принимаем

Шаг нарезки:

Рисунок 3. Профиль канавок на барабане



Радиус канавки:

Глубина канавки:

Принимаем h= 3 мм

Длина барабана:

Минимальная толщина стенки литого чугунного барабана

2.2 Расчёт крепления каната к барабану

Рисунок 4. Схема крепления каната к барабану

Натяжение закрепляемого конца каната (рисунок 9):



где, µ - коэффициент трения между канатом и барабаном;

б - угол обхвата барабана запасными витками каната.

Приняв µ=0,14 и б=4р для двух витков, получим:

.

Рисунок 5. Схема определения силы прижатия планки к барабану

Необходимая сила прижатия болтов (рисунок 5):

где, f - приведенный коэффициент трения между канатом и планкой с учётом её желобчатой формы.

.

Приняв , получим:

.



Тогда сила прижатия составит:

.

Приведенное напряжение в болтовом соединении:

l=d_кан-h₁-h₂=12-1.5-3=7.5 мм

где, d=12 - диаметр болта, мм;

l - расстояние от точки приложения силы до поверхности барабана

Z =2 - число болтов (планок);

=210 - допускаемое напряжение на разрыв материала болта, МПа.

Рассчитаем напряжение:

130 МПа

Принимаем болт с d = 12 мм из стали 35 по ГОСТ 1759.4-87 с , тогда .

Условие выполняется.

2.3 Расчет и выбор электродвигателя

Определим статическую мощность электродвигателя на подъем груза номинальной массы:

где- - скорость подъема груза;



- КПД механизма.

По найденной статической мощности выбираем электродвигатель 4AC100L6У3, мощность двигателя 2,9 кВт, частота вращения 920 мин^-1, момент инерции ротора, масса электродвигателя 42 кг.

Частота вращения барабана:

Передаточное число редуктора:

Выбираем редуктор Ц3У, U=63

Фактическая скорость подъема груза:



Фактическая мощность подъема груза:

Выбор нормализованного редуктора

Т_НЕ=К_нд*Т_max

Т_НЕ - эквивалентный момент;

Т_max - максимальный вращающий момент на тихоходном валу редуктора при нормально протекающем технологическом процессе

Число циклов



Н*м

Принимаем

Т_НЕ=0,5*1905=952,5 Н*м

Консольная нагрузка на тихоходный вал:

_Н

Выбираем редуктор Ц3У-160, Т_н=1000 Н*м, F_r=8000 Н

2.4 Подбор тормоза

Момент статического сопротивления на валу двигателя при торможении:

Тормозной момент с учетом коэффициента запаса:

Выбираем тормоз ТКП-200, диаметр тормозного шкива - 200 мм, наибольший тормозной момент - 130 Н*м.

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую с тормозными шкивами:

Номер муфты - 2, наибольший передаваемый крутящий момент - 500 Н*м, диаметр тормозного шкива - 200 мм.

3. Расчет механизма передвижения

Рисунок 6. Расчетная схема

3.1 Расчет нагрузки на колеса и выбор ходового колеса

При расположении стрелы в направлении движения крана вертикальная реакция V будет равна

V=Q+G₁+G_g

G₁ - вес стрелы;

G_g - вес противовеса.

Вес противовеса G_g определяют из равенства моментов, изгибающих колонну:



М₁=Q*L+G₁*x-G_пр*b и М₂= G_пр*b-G₁*x

b=0.3*L=1200 мм - расстояние от центра колонны до центра тяжести противовеса;

x=0.4*L=1600 мм - центр тяжести стрелы;

Находим: G_пр= 47230 Н

V=2500*9,81+4760+47230=76530 Н

Горизонтальные опорные реакции колонны равны

Момент от собственного веса стрелы полностью уравновешивается противовесом, а момент от груза - только наполовину.

Если стрела расположена перпендикулярна рельсовому пути и вертикальные реакции те же, что при стреле расположенной в направлении движения, то на нижнем и верхнем рельсовом пути горизонтальные реакции

А горизонтальные реакции колонны



Горизонтальные опорные реакции колонны и рельсов в зависимости от угла поворота стрелы б изменяются от нуля до максимума.

Вертикальные давления колес A и B меняются соответственно положению стрелы. Для стрелы, стоящей под произвольным углом б, относительно направления движения крана, получим

Для б=90 стрела перпендикулярна направлению движения

Когда стрела с полной нагрузкой расположена в направлении движения (б=0), наибольшее вертикальное давление на колесо

G₂ - вес колонны.



Максимальное давление на горизонтальные ролики (б=90)

;

Предварительный диаметр ходового колеса:

D=1.7*=1.7*

Принимаем D = 400 мм;

Контактное напряжение при точечном контакте:

для стального колеса к-т с_нк =3600;

F_HE = F_max*г*K_HV - эквивалентная нагрузка;

г=0,8…0,92=0,85 - к-т эквивалентности;

K_HV = 1+2,5*10^-3*V=1+2,5*10^-3*16=1,04 - к-т динамичности;

F_HE =5,8*10⁴ Н;

m=0.143 - к-т, зависящий от отношения r/D;

Допускаемое напряжение определяют по формуле:



N=t_У*60*n_кол*в=2,6*10⁶ - наработка колеса

t_У =4000 - машинное время работы, ч;

n_кол = V/(рD) =12.73 об/мин - частота вращения колеса;

в = 0,85 - к-т, учитывающий уменьшение средней частоты вращения в периоды неустановившихся движений.

367<377 МПа - контактные напряжения меньше допустимых, следовательно, колесо подходит.

Сопротивление при движении

D_k - диаметр ходового колеса;

µ - к-т трения качения (µ=0,6 для ходового колеса и µ=0,25 для вертикальных роликов);

f - к-т трения (для шариковых подшипников качения f=0.01);

d - диаметр подшипников колес;

k_p = 1,5 - к-т учитывающий трение реборд о рельс;

F_ст = 780 Н

Когда стрела с полной нагрузкой расположена в направлении движения крана и занимает место над ходовым колесом, то приводное колесо имеет наименьшую нагрузку . Для того чтобы кран в этом положении мог тронуться с места без буксования приводного колеса, должно быть соблюдено условие:

34000*0.12>780

4080>780 - условие выполняется

3.2 Расчет и выбор электродвигателя

Определим статическую мощность электродвигателя необходимую для передвижения крана

где- - скорость передвижения крана;

- КПД механизма.

Выбираем электродвигатель марки 4AC80A6У3Е, мощность двигателя 0,9 кВт, частота вращения 860 мин^-1, момент инерции ротора 0,0031 кг*м², масса электродвигателя 17,4 кг.

Номинальный момент на валу двигателя:

Н*м

Частота вращения ходового колеса:

Требуемое передаточное число редуктора:

Принимаем

Тогда U_озп = 4 U_чр = 18,5

Фактическая скорость передвижения крана:

Относительная погрешность:



3.3 Максимально допустимое ускорение крана при пуске

Приведенный момент инерции при пуске:

J_дв - момент инерции ротора

Относительное время пуска:

m=2,2 - кратность максимального момента двигателя;

б=P_ст/P_н=0.9/0.8=1.125 - к-т загрузки двигателя

t_по = 0,692



3.4 Расчет редуктора



Расчет подшипников быстроходного вала на заданный ресурс

Рисунок 7. Расчетная схема опор быстроходного вала

F_R - радиальная сила F_t - окружная сила F_a - осевая сила

Рассчитаем реакции в опорах, исходя из условия равновесия для абсолютно твердого тела

Максимальную радиальную силу, действующую на первый подшипниковый узел, рассчитаем по формуле

Максимальную радиальную силу, действующую на второй подшипниковый узел, рассчитаем по формуле

Предварительно назначаем роликовые радиально-упорные конические однорядные легкой серии 7205 и 7207: d = 25 мм, D = 52 мм, T = 16,5 мм, C_r = 29,2 кН, C_0r = 16,6 кН, е=0,37, Y=1.6; d = 35 мм, D = 72 мм, T = 18,5 мм, C_r = 48,4 кН, C_0r = 32,5 кН, е=0,35, Y=1.6.

Определение осевых реакций.

Расчет подшипника 7205:

Для типового режима нагружения III коэффициент эквивалентности K_E = 0.56

K_б = 2,5 - коэффициент безопасности

Расчетный скорректированный ресурс при a₁=1 (вероятность безотказной работы 90%), a23 = 0.65 и k = 10/3 (роликовый подшипник)

где, n - частота вращения вала, n=860 мин^-1.

Так как расчетный ресурс больше требуемого L_10ah>L'_10ah, (>4000) то предварительно назначенный подшипник 7205 пригоден. При требуемом ресурсе надежности выше 90%.

Расчет подшипника 7207:

Для типового режима нагружения II коэффициент эквивалентности K_E = 0.63

K_б = 2,5 - коэффициент безопасности

Расчетный скорректированный ресурс при a₁=1 (вероятность безотказной работы 90%), a23 = 0.65 и k = 10/3 (роликовый подшипник)

где, n - частота вращения вала, n=860 мин^-1.

Так как расчетный ресурс больше требуемого L_10ah>L'_10ah, (>4000) то предварительно назначенный подшипник 7207 пригоден. При требуемом ресурсе надежности выше 90%.

Расчет подшипников тихоходного вала на заданный ресурс

Рисунок 8. Расчетная схема опор тихоходного вала

F_R - радиальная сила F_t - окружная сила F_a - осевая сила



Рассчитаем реакции в опорах, исходя из условия равновесия для абсолютно твердого тела

Максимальную радиальную силу, действующую на первый подшипниковый узел, рассчитаем по формуле

Максимальную радиальную силу, действующую на второй подшипниковый узел, рассчитаем по формуле

Предварительно назначаем роликовый радиально-упорный конический однорядный легкой серии 7208: d = 40 мм, D = 80 мм, T =20 мм, C_r = 58,3 кН, е=0,37, Y=1.6.

Определение осевых реакций.



Расчет подшипника 7208:

Для типового режима нагружения III коэффициент эквивалентности K_E = 0.56

K_б = 2,5 - коэффициент безопасности

Расчетный скорректированный ресурс при a₁=1 (вероятность безотказной работы 90%), a23 = 0.65 и k = 10/3 (роликовый подшипник)

где, n - частота вращения вала, n=860/18.5 мин^-1.

Так как расчетный ресурс больше требуемого L_10ah>L'_10ah, (>4000) то предварительно назначенный подшипник 7208 пригоден. При требуемом ресурсе надежности выше 90%.

3.5 Расчет открытой зубчатой передачи

Диаметры колес:

m=5 - модуль;

z₁= 20 - число зубьев шестерни;

z₂ = 80 - число зубьев колеса;

a=0.5*m(z₁+z₂) =250 мм - делительное межосевое расстояние;

d₁=m*z₁=100 мм - делительный диаметр шестерни;

d_a1=d₁+2m=110 мм - диаметр вершин шестерни;

d_f1=d₁-2.5*m=87.5 мм - диаметр впадин шестерни;

d_b1=d₁*cos(20) =94 мм - диаметр основной окружности шестерни;

d₂=m*z₂=400 мм - делительный диаметр колеса;

d_a2=d₂+2m=410 мм - диаметр вершин колеса;

d_f2=d₂-2.5*m=487.5 мм - диаметр впадин колеса;

d_b2=d₂*cos(20) =375,9 мм - диаметр основной колеса;

Расчет контактных напряжений

Расчетное значение контактного напряжения

Термическая обработка колеса - улучшение, твердость 235…262 НВ, примем 249 НВ

Термическая обработка шестерни - улучшение, твердость 269…302 НВ, примем 286 НВ

Шестерня:

Допускаемое контактное напряжение:

у_Hlim - предел контактной выносливости;

у_Hlim = 2*НВ_ср+70=642;



Z_N - коэффициент долговечности;

Z_R = 0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости;

Z_V = 1 - коэффициент учитывающий окружной скорости;

S_H = 1,1 - коэффициент запаса прочности;

[у]_H1 = 472 МПа;

Колесо:

Допускаемое контактное напряжение:

у_Hlim - предел контактной выносливости;

у_Hlim = 2*НВ_ср+70=568;

Z_N - коэффициент долговечности;



Z_R = 0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости;

Z_V = 1 - коэффициент учитывающий окружной скорости;

S_H = 1,1 - коэффициент запаса прочности;

[у]_H2 = 628 МПа;

Допускаемое контактное напряжение передачи:

[у]_H =[у]_H1=472 МПа

_;

K_Hv = 1,05 - коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения;

K_Hв - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки;

K_Hв = 1+ (K_Hв⁰ -1) K_Hw

K_Hw = 0,19 - коэффициент учитывающий приработку зубьев;

K_Hв⁰ = 1,27 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки в начальный период работы;

K_Hв = 1,051

K_Hб - коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

K_Hб = 1+ (K_Hб⁰ -1) K_Hw

K_Hб⁰ = 1+0,06 (n_ст -5)= 1,034

n_ст - степень точности;

1,142



4. Расчет металлоконструкции

Высота балки:

Принимаем h=560 мм

Ширина сечения стрелы:

b 0,5h = 0,5 560 = 280 мм.

Толщина стенки:

_ст(1/100…1/160) h = (1/100…1/160) 560 = 5,6…3.5 мм.

Принимаем _ст = 10 мм.

Подвижная нагрузка от колеса:

Определение веса металлоконструкции.

Вес стрелы, колонны, противовеса рассчитан в пункте 3.1

4.1 Проверка статического прогиба

Эпюра изгибающих моментов аналогична приведенной на рисунке 9.

Рисунок 9



Рисунок 10. Сечение стрелы

Найдем высоту эквивалентного сечения стрелы:

h_экв = 300+(560-300)*2/3=473 мм

Момент инерции сечения:

Прогиб стрелы не должен превышать допустимый прогиб. Для данного типа крана допустимый прогиб - [f_cт] = L / 400 = 4000 / 400 = 10 мм

Прогиб:

мм



Прогиб в пределах допустимого.

4.2 Колебания

Период собственных колебаний:

с - жесткость, Н/м

Время затухания колебаний:



4.3 Проверка прочности

[у]=140 МПа - допускаемое нормальное напряжение;

[у]`= [у]*0,6=84 МПа - допускаемое нормальное напряжение для сварных швов;

Стрела:

Расчет в данном случае целесообразно начинать с этого узла, как как в опасном сечении подвижной колонны действует наибольший момент в вертикальной плоскости

М_в=K_Q*Q*L+G_стр*х_стр

K_Q = 1,3 - динамический коэффициент;

М_в=1,3*2500*9,81*4+4760*1,6=1,35*10⁸ Н*мм

Момент инерции опасного сечения стрелы из п. 4.1

I=4.56*10⁸ мм⁴

Момент сопротивления изгибу:

W_в=2*I/h_экв = 2*10⁶ мм³

Напряжение изгиба

у= М_в/W_в=68 МПа <140 МПа;

Статический момент:

S=b*д_ст*(h - д_ст)/2=280*10*(560-10)/2=7.7*10⁵ мм³



Перерезывающая сила:

F= М_в/(2*L/3)=50000 Н

Касательное напряжение в сварных швах:

ф=F*S/(I*b)=50000*7.7*10⁵/(4,56*10⁸*2*0,7*4)=29 МПа <84 МПа

Колонна

Момент, изгибающий колонну, равен моменту в стреле

Момент сопротивления изгибу колонны

W_изг=0,64*D_кол*д_кол=0,64*480²*32=4,72*10⁶ мм³

Напряжение изгиба в колонне:

у= М_в*0,45/W_изг=13 МПа;

Момент скручивающий колонну:

T=0,1*0,45* М_в=6*10⁶ Н*мм

Момент сопротивления кручению:

W_кр=2* W_изг=9,5*10⁶ мм³

Касательное напряжение в колонне:

ф=Т/ W_кр =6*10⁶ /(9,5*10⁶) =0,64 МПа



Приведенное напряжение в колонне

у_пр==13 МПа

Найдем катет шва k, которым колонна приваривается к основанию:

ф= М_в / W_шв =0,45*1,35*10⁸/(0,64*480²*0,7*k) <84 МПа

Отсюда

k=6 мм



5. Опорные узлы

5.1 Нижние опорные узлы(ролики)

Предварительный диаметр ролика:

D=1.7*=1.7*

Принимаем D = 140 мм;

;

Контактное напряжение при точечном контакте:

для стали к-т с_нк =3600;

F_HE = F_max*г*K_HV - эквивалентная нагрузка;

г=0,8…0,92=0,85 - к-т эквивалентности;

K_HV = 1+2,5*10^-3*V=1+2,5*10^-3*2,4=1,006 - к-т динамичности;

F_HE =8*10³ Н;

m=0.137 - к-т, зависящий от отношения r/D;

Допускаемое напряжение определяют по формуле:



N=t_У*60*n_кол*в=1.1*10⁶ - наработка ролика;

t_У =4000 - машинное время работы, ч;

n_кол = V/(рD) =5.46 об/мин - частота вращения ролика;

в = 0,85 - к-т, учитывающий уменьшение средней частоты вращения в периоды неустановившихся движений.

366<415 МПа - контактные напряжения меньше допустимых, следовательно, ролик подходит.

5.2 Верхний опорный узел(ролики)

Предварительный диаметр ролика:

D=1.7*=1.7*

Принимаем D = 140 мм;

;

Контактное напряжение при точечном контакте:

для стали к-т с_нк =3600;

F_HE = F_max*г*K_HV - эквивалентная нагрузка;



г=0,8…0,92=0,85 - к-т эквивалентности;

K_HV = 1+2,5*10^-3*V=1+2,5*10^-3*16=1,04 - к-т динамичности;

F_HE =4.25*10³ Н;

m=0.143 - к-т, зависящий от отношения r/D;

Допускаемое напряжение определяют по формуле:

N=t_У*60*n_кол*в=7.42*10⁶ - наработка ролика;

t_У =4000 - машинное время работы, ч;

n_кол = V/(рD) =36.38 об/мин - частота вращения ролика;

в = 0,85 - к-т, учитывающий уменьшение средней частоты вращения в периоды неустановившихся движений.

309<336 МПа - контактные напряжения меньше допустимых, следовательно, ролик подходит.

5.3 Верхний опорный узел. Расчет траверсы. Расчет подшипников траверсы

Максимальный изгибающий момент в сечении А-А (рис. 11):

М_А-А = V • g • l_т / 4



l_т - расчетная длина траверсы для 2-х блочной подвески, l_т = 410 мм.

М_А-А = 76530 • 0,41 / 4 =76950 Н·м

Максимальный изгибающий момент в сечении B-B:

М_B-B = (V · g · l₂) / 4

l₂ - длина средней части траверсы;

l₂= (l_т - D_цап)/2= (0,41-0,35)/2=0,03 м

М_B-B = (76530· 0,03) / 4 = 5631 Н·м

b_тр ? D_пдш +10=68+10=78 мм - ширина траверсы;

Принимаем b_тр=80 мм;

Условие прочности при изгибе:

где М - изгибающий момент в рассматриваемом сечении;

W - момент сопротивления сечения;

[у]_и - допускаемое напряжение при изгибе;



Рисунок 11. Расчет траверсы

[у]_и = 160 МПа для стали Ст3 при режиме работы 3М

Момент сопротивления сечения А-А:

=4,8*10^-4 м³

d_пдш = 250 мм - внешний диаметр сферического подшипника;

h= 170 мм - высота сечения;

[у]_иA-A = М_А-А/W_A-A = 76950/4,8*10^-4 = 160 МПа;

Момент сопротивления сечения В-В:

W_B-B = р · d_цап³ / 32 ? 0,1 d_цап ³ =5,12 *10^-5 м³

[у]_иВ-В = М_В-В/W_В-В = 5631 /5,12 *10^-5 = 110 МПа;



Напряжения меньше допускаемых.

Расчет сферического подшипника траверсы на заданный ресурс

Расчет проводим с поправкой на то, что скорость вращения подшипников (крана) будет превышать заданную в 6,5 раз, т.е. n=10 об/мин

Предварительно назначаем шариковый радиальный сферический двухрядный легкой серии 1228: d = 140 мм, D = 250 мм, C_r = 160 кН

Для типового режима нагружения III коэффициент эквивалентности K_E = 0.56

K_б = 2 - коэффициент безопасности

Расчетный скорректированный ресурс при a₁=1 (вероятность безотказной работы 90%), a23 = 0.65 и k = 10/3 (роликовый подшипник)

где, n - частота вращения вала, n=10 мин^-1.

Так как расчетный ресурс больше требуемого L_10ah>L'_10ah, (>4000) то предварительно назначенный подшипник 1228 пригоден. При требуемом ресурсе надежности выше 90%.

Расчет сферического подшипника траверсы на заданный ресурс

Расчет проводим с поправкой на то, что скорость вращения подшипников (крана) будет превышать заданную в 6,5 раз, т.е. n=10 об/мин

Предварительно назначаем шариковые упорный одинарный тяжелой серии 8315: d = 75 мм, D = 135 мм, C_r = 163 кН

Для типового режима нагружения III коэффициент эквивалентности K_E = 0.56

K_б = 2 - коэффициент безопасности

Расчетный скорректированный ресурс при a₁=1 (вероятность безотказной работы 90%), a23 = 0.65 и k = 10/3 (роликовый подшипник)

где, n - частота вращения вала, n=10 мин^-1.

Так как расчетный ресурс больше требуемого L_10ah>L'_10ah, (>4000) то предварительно назначенный подшипник 8315 пригоден. При требуемом ресурсе надежности выше 90%.



6. Расчет деталей крюковой обоймы

6.1 Расчет гайки

По грузоподъемной силе и режиму работы определяем номер крюка крюковую подвеску и номер крюка [1, лист 5], а по номеру крюка [1, лист 6] определяем диаметр нарезной части хвостовика крюка d₀ и не нарезной части d₁./ГОСТ 6627-74/.

Крюк №12

Проверяем крюк в опасном сечении.

где F_g - грузоподъемная сила, Н;

d_вн - внутренний диаметр хвостовика крюка (d_вн= 31,67 мм);

[у] - допускаемое напряжение для крюка, [у] = (50…60) МПа;

;

Из расчета на смятие определяем минимально допустимую высоту гайки.

;

где F_g - грузоподъемная сила, Н;

p - шаг резьбы (p=4), мм

q - допускаемое давление, q = 30…40 МПа, (принимаем q= 35);

d_вн - внутренний диаметр хвостовика крюка (d_вн=31,67 мм);

d₀ - диаметр нарезной части хвостовика крюка (d₀ =36 мм);

Подбираем стандартную корончатую гайку /3.с. 527/ по наружному диаметру резьбы хвостовика так, чтобы для высоты стандартной гайки h_г выполнялось условие: . Принимаем h_г = 24 мм.

Гайка М36 ГОСТ5918-73

6.2 Проверочный расчет оси траверсы крюковой подвески

Максимальный изгибающий момент в сечении А-А (рис. 12):

М_А-А = Q • g • l_т / 4

l_т - расчетная длина траверсы для 2-х блочной подвески, l_т = 88 мм.

М_А-А = 2500 • 9,81 • 0,088 / 4 =539 Н·м

Максимальный изгибающий момент в сечении B-B:

М_B-B = (Q · g · l₂) / 4

l₂ - длина средней части траверсы;

b_тр ? D_пдш +10=68+10=78 мм - ширина траверсы;

Принимаем b_тр=80 мм;

D_пдш - внешний диаметр упорного подшипника;

l₂= (l_т - b_тр+д)/2= (l_т - b_тр + д)/2= (88-80+8)/2=8 мм

М_B-B = (2500 • 9,81· 0,008) / 4 = 196 Н·м

Условие прочности при изгибе:

где М - изгибающий момент в рассматриваемом сечении;

W - момент сопротивления сечения;

[у]_и - допускаемое напряжение при изгибе;

Рисунок 12. Расчет траверсы крюковой подвески

где у_-1 = 250 (МПа) - предел выносливости для стали 45.

k`₀ = 2 - коэффициент, учитывающий конструкцию детали.

[n]= 1,7 - допустимый коэффициент запаса прочности.

[у]_и = (МПа)

Момент сопротивления сечения А-А:



где d_кр - диаметр отверстия для крюка;

h - высота сечения

Преобразуем:

6 · М_А-А = h² (b_тр - d_тр) · [у]_и

Отсюда:

м

Т.е. h ? 10,6 мм, принимаем h = 30 мм

Момент сопротивления сечения В-В:

W_B-B ? М_В-В / [у]_и = 196 / (102,94·10⁶)= 1,9 · 10^-6 м³

W_B-B = р · d³ / 32 ? 0,1d³

Получаем равенство:

0,1d³ ? 1,9 · 10^-6

d ? м

Принимаем d = 30 мм

на смятие:



где Q - грузоподъемная сила, Н;

д_n - толщина планки, мм;

d_ц - диаметр цапфы траверсы, мм;

[у]_см - допускаемое напряжение смятия, [у]_см = 80…150 МПа,

.

6.3 Расчет блока

Наименьший допустимый диаметр блока по дну канавки определяется:

;

где d_к - диаметр каната, d_к = 12 мм;

e - коэффициент, зависящий от типа крана и режима работы, (для тяжёлого режима работы e = 17).

Принимаем

Ширина блока выбирается в зависимости от диаметра каната. В_б = 36 мм.



Список используемых источников

кран опорный вал редуктор

1. Руденко, Н.Ф. Курсовое проектирование грузоподъемных машин / Н.Ф. Руденко, М.П. Александров, А.Г. Лысяков. - М.: Машиностроение, 1971.-463с

2. Казак, С.А. Курсовое проектирование грузоподъемных машин / С.А. Казак, В.Е. Дусье, Е.С. Кузнецов. - М.: Высшая школа, 1989. - 319 с.

3. Александров, М.П. Грузоподъемные машины / М.П. Александров, Л.Н. Колобов, Н.А. Лобов. - М.: Машиностроение, 1986. - 400 с.

4. Подъемно-транспортные машины: Атлас конструкций / под ред. М.П. Александрова, Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1974. - 256 с.

5. Руденко, Н.Р. Грузоподъемные машины: Атлас конструкций / Н.Ф. Руденко, В.Н. Руденко. - М.: Машиностроение, 1969.

Размещено на Allbest.ru