Расчет настенного поворотного крана

Размещено на http://www.allbest.ru/

Оглавление

Задание

Введение

1. Технологический раздел

1.1 Расчёт подъёмного механизма

2 Расчёт механизма поворота

2.1 Расчёт механизма передвижения

2.2 Расчёт металлоконструкции

2.3 Расчёт валов

2.4 Выбор шпоночного соединения

2.5 Расчёт и выбор муфт

2.6 Выбор и проверка подшипников

Список литературы

Задание

Разработать настенный поворотный кран грузоподъёмностью 16 кН., скоростью подъёма груза 12 м/мин, на высоту 5 м при вылете стрелы крана L = 4 м и режиме работы 5К

Введение

Грузоподъёмная машина предназначена для перемещения по вертикали и передачи грузов из одной точки в другую при помощи обслуживающей машины. Грузоподъёмные механизмы работают периодически, чередуя рабочее движение - перемещение груза в одной из плоскостей - с холостым ходом. После захвата груза с помощью того или иного грузоподъёмного органа, грузоподъёмные механизмы поднимают (опускают) его на некоторую высоту. После разгрузки грузозахватные приспособления вхолостую возвращаются в исходное положение для захвата нового груза и цикл повторяется.

Грузоподъёмные машины находят широкое применение на предприятиях лёгкой промышленности, а также при производстве ремонтно-монтажных и строительных работ.

Машины для вертикального и горизонтального перемещения грузов делятся на две группы: краны мостового типа и поворотные краны. Простейшим типом поворотного крана является кран с вращающейся колонной, но такие краны в большинстве случаев устанавливают у стены и они имеют угол поворота не более 180⁰.

Более современной конструкцией поворотного крана для обслуживания открытых, а также закрытых площадей является настенный поворотный кран с крановой тележкой.

Механизм поворота осуществляется при помощи открытой зубчатой передачи, приводимой в движение от ручного привода.

Механизм перемещения крановой тележки осуществляется также вручную при помощи цепной передачи.

Механизм подъёма осуществляется при помощи электропривода.

Фундаменты данных разновидностей кранов должны отвечать всем требованиям в целях обеспечения безопасности работы

настенный поворотный кран

1. Технологический раздел

1.1 Расчёт подъёмного устройства

Определение типа каната

Определение разрывного усилия в канате

S_разр ? S_max*n

Где n - коэффициент запаса прочности, при среднем режиме работы n = 5

S_max - максимальное натяжение каната в полиспасте (кН)

S_max = С _тар * (1-з_бл)/(1- з_блⁱⁿ)

где С_тар - вес груза или грузоподъёмность, кН

з_бл - КПД блока = 0.97

in - кратность полиспаста = 2

S_max = 16*(1 - 0.97)/(1 - 0/97²) = 8 кН

S_разр = 8 * 5 = 40 кН

Исходя из разрывного усилия, выбрали канат типа ТК 6 х 19 диаметром 9.3 мм, с разрывным усилием 62,9 кН (ГОСТ 3070 - 74)

Определяем геометрические размеры блоков

D_бл ? Kd * d_k

где Kd - запас прочности каната при динамических нагрузках Kd = 20

d_k - диаметр каната d_k = 9.3

D_бл = 20 * 9.3 = 186 мм, r = (0.6 ч 0.7) * d_k

где r - радиус канавки под канат, мм

r = 0.6 * 9.3 = 5.58 мм;

h_k = (1.5 ч 2) *d_k

h_k - высота канавки под канат, мм

h_k = 1.5 * 9.3 = 18.2 мм

в_к = (1.6 ч 3) * d_k

в_к - ширина канавки, мм

в_к = 3 * 9,3 = 27,9 мм

в_ст = 2 * в_к + 3

где в_ст - длина ступицы, мм

в_ст = 2 * 27.9 + 3 = 58.8 мм

Определяем геометрические размеры барабана

D_б ? D_бл

где D_б - диаметр барабана, мм

D_бл - диаметр блока, мм

Принимаем D_б = D_бл = 186 мм. Канат наматывается на барабан в один слой.

L = L_k * t ( р * m[ D_б + d_k * m])

где L - рабочая длина барабана, м

t - шаг навивки каната на барабан, т.к. барабан гладкий

t = d_н

L_k = H * i_m

где L_k - длина каната, м

h - высота подъёма груза, м H = 5 м.

L_k = 5 * 2 = 10 м

L = 10 * 0.0093/ 3.14 (0.186 + 0.0093 * 1) = 0.152 м

L_общ = L + L_kp + зl_бб

где L_общ - общая длина барабана, мм

L_кр - длина, необходимая для крепления каната, мм

L_kp = 4 * t

L_kр = 4 * 9.3 = 37.2 мм

L_бб - длина борта барабана

L_бб = 1,5 * 9,3 = 13,95 мм

L_общ = 152 + 37.2 + 13.95 * 2 = 217.1 мм

Определяем толщину стенки барабана

д = 0.02 * D_б + (6 ч 10)

д = 0.02 * 186 + 6 = 9.8 мм

Крепление каната

Канат крепится к стенке барабана при помощи планок. По нормам Госгортехнадзора число крепёжных винтов должно быть не меньше двух. Планки имеют канавки трапециидальной формы с углами наклона = 40⁰. При коэффициенте трения сталь о сталь м = 0.16 и угле обхвата 2-х запаянных витков каната б = 4р. Находим силу трения каната в месте крепления.

F_kp = д_max/Lf^б

где L - основание = 2.71

F_kp = 12500/4.53 = 2759.4 H

F₃ = F_kp/(f + f₁)

где F₃ - сила затяжки притяжных винтов, Н

f₁ - приведённый коэффициент трения м/д барабаном и планкой = 0.22 [2;33]

F₃ = 2759.4/(0.16 + 0.22) = 7261.6 H

d винта = 1.2 * d_k

где d винта - диаметр притяжных болтов, мм

d винта = 1.2 * 9.3 = 11.16 мм

Принимаем болты для прижатия планок с резьбой М 12 из стали СТ 3 с допускающим напряжением [у] = 80 МПа

у _Сум = 1.3F₃/zрd₁*0.5 + M_u/z * 0.1 * d₁³ ? [у_p]

где у_сум - суммарное напряжение сжатия и растяжения, МПа

d₁ = средний диаметр резьбы винтов, мм

z - число винтов

у _Сум = 1.3 * 7.26 * 1.6 * 4/2 * 3.14 * 10² +

2759.4 * 9.3/2 * 0.1 * 10³ * 2 = 72.4 Мпа

Прочность винтов обеспечивается.

Производим кинематический расчёт привода барабана

Определяем момент на барабане

М_б = D_б * д/2

где д - усилие на барабане, кН

М_б = 0.186 * 12.5/2 = 1.162 кН*м

Определяем мощность двигателя

P_дв = 1.2*Р_б/з_общ

з_общ = з_р * з_п

где з_р - КПД редуктора

з_п - КПД подшипников

з_общ = 0.92 * 0.99² = 0.86

Р_дв = 1.2 * 0.33/0.86 = 0.9 кВт

Выбираем двигатель 4А90LВ8У3, Р_дв = 1.1 кВт

n = 750 об/мин; М_мах = 3.5 кг * м,

маховый момент 0.85 кг * м², вес = 5.1 кг.

Параметры электродвигателя

L1	L10	L0	L31	L30	h	h1	h31	h10	b1	d1	d30	d10	b0	b10
50	125	140	56	350	90	7	243	11	8	24	208	10	160	140

Определяем частоту вращения барабана

n_б = V/р*D_б

n_б = 16/3.14 * 0.186 = 27.6 об/мин

Определяем передаточное отношение редуктора.

i = nd_в/n_б

где n_дв - частота вращения двигателя об/мин,

n_б - частота вращения барабана об/мин.

i = 750/27.6 = 47.8

Для механического подъёма груза выбираем редуктор червячного типа РГУ. Наиболее подходящим для установки является редуктор РГУ - 80 с передаточным числом i = 49. Этот редуктор рассчитан на передачу мощности 3.5 кВт при числе оборотов ведущего вала 750 об/мин, вес 36.7 кг.

Редукторы типа РГУ обладают наибольшими размерами и малыми весами и при этом они обладают большими передаточными отношениями.

Выбираем этот редуктор, т.к. его надо устанавливать на площадке, устанавливаемой на консоли крана. Он обладает небольшой массой и сильно не нагрузит металлоконструкцию крана. Проверяем соответствие редуктора передаточному числу.



ip * p - ip/ip * 100% ? 4%

где ipp - расчётное передаточное число редуктора

ip - передаточное число редуктора

47.8 - 49/49 * 100% = 2.45% ? 4%

Условие выполняется. Редуктор подходит.

Определяем пусковой момент

М_пуск = М_{п min} + М_{п max} /2

М_{п min} - Ѕ М_max = Ѕ * 3.5 = 1.75 кН*м

М_пуск = 1.76 + 3.5/2 = 2.6 кН*м

Определяем наименьший момент двигателя

М_ном = 0.75 * P_дв /n_дв

где P_дв - мощность двигателя, кВт

n_дв - частота вращения двигателя, об/мин

М_ном = 0.75 * 1.1/750 = 1.47 кН*м

Определяем статический крутящий момент на тормозном валу

М_с^т = Q * D_б * з_o/з * m * i_o

где Q - грузоподъёмность, кг

D_б - диаметр барабана,

з_о - КПД редуктора,

m - кратность полиспаста,

i_o - передаточное число редуктора.

М_с^т = 1600 * 0.186 * 0.92/n * з * 49 = 1.4 кг * м

Определяем тормозной момент

М_т = к * М_с^т

где к - коэффициент запаса торможения к = 1.75

М_т = 1.75 * 1.4 = 2.45 кг * м

Выбираем тормоз ТКТ с короткоходовыми электромагнитами ТКТ - 100 М_т = 40 Н*м

длина рычага = 100 мм,

длина колодки = 70 мм,

длина тормозного пути 100 мм

Расчёт траверсы крюковой подвески и выбор крюка

Выбираем крюк грузоподъёмностью 5 т.

Подходит для механизмов с машинным приводом, все краны с подвеской 72 м. (ГОСТ 6627 - 53)

Производим проверку траверсы на прочность

Проверяем прочность траверсы по максимальным напряжениям изгиба в сечении

у_и = G_гр * l * в/4(В - d₂) * h² ? [у_и]

где G_гр - грузоподъёмность вместе с весом крюка, т



G_гр = С_т + g_к

g_к - вес крана с подвеской

G_гр = 2.5 * 0.072 = 2.572 т

l - расстояние между центрами щёчек, м

в - ширина щёчки, м

В - ширина траверсы, м

h - высота траверсы, м

d₂ - диаметр оси цапфы, м

[у_и] - допускаемое напряжение изгиба [у_и] = 80 Мпа

у_и = 2.572 * 0.09 * 0.046/4(0.08 - 0.05) * 0.05² = 13.55 МПа < 80 МПа

Проверяем цапфы на изгиб

у_и = G_гр * д * 2 + д₁/з * 0.1 * d_y³ ? [у_и]

д - толщина щёчки, м

d_y - диаметр цапфы, м

[у_и] = 70 Мпа

у_и = 2.572 * 0.008 * 2 + 0.003/2 * 0.1 * 0.03³ = 48 МПа ? 70 МПа

Поверхность соприкосновения цапфы и нижней щёчки проверяют по допускаемому давлению.



g = G_гр/d_y * д * з ? [g]

g - удельное давление,

[g] - допускаемое удельное давление [g] = 30 Мпа

g = 9.572/з * 0.03 * 0.08 = 25.4 МПа < 30 МПа

Проверяется на растяжение в вертикальном и горизонтальном сечениях, которые ослаблены отверстиями для цапфы.

В горизонтальной плоскости.

у_р = у_гр/2(в - d_y)д ? [у_р]

[у_р] - допускаемое напряжение на растяжение [у_р] =70 Мпа

у_р = 2.572/2 * (0.046 - 0.03 0 * 0.008 = 14.5 МПа ? 70Мпа

В вертикальной плоскости.

у' = g * 2R²/R² - (d_y/2)² ? [у']

где R - радиус, м

[у'] - допускаемое напряжение на растяжение

у' = 25.4 * 2 * 0.025²/0.025² - (0.03/2)² = 18.5 МПа ? 70МПа

Крюковая подвеска выдержит все нагрузки на неё.

2. Расчёт механизма крана

Механизм поворота крана состоит из открытой цилиндрической зубчатой передачи, колесо закреплено на колонне крана, которая получает вращение через коническую передачу. Вращение осуществляется вручную при помощи рукоятки.

Выбираем рукоятку с плечом 0.4 кг и длинной ручкой 0.3 м. Суммарное усилие рабочего, применяемое к рукоятке

Р = р * z * ц

Р - усилие, развиваемое рабочим = 200 Н

z - число рабочих = 2

ц - коэффициент, учитывающий неодновременность приложений усилий рабочим = 0.08

Р = 0.8 * 2 * 200 = 320 Н

Средняя скорость движения при ручном приводе для рукояток = 0.6 м/сек

Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи

В качестве материала шестерни применяем сталь 45, улучшенную, с пределом прочности у_в = 800 МПа.

Принимаем допускаемые напряжения

Касательное допускаемое напряжение [у_и] = 418 МПа

Изгибное допускаемое напряжение [у_f] = 198.8 МПа

Определяем межосевое расстояние



а_щ = 4950 (i + 1)

М_кр - крутящий момент на валу колеса

ш_а - коэффициент ширины венца колеса = 0.23

к_нв - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба = 1

а_щ =

Принимаем одностандартное значение ащ = 450 Н*м

Принимаем модуль зацепления

м = 2М_из * М_м * 10³/d² * в₂ * [ф_F]

d₂ - делительный диаметр колеса

d₂ = 2d_a * i/(i + 1)

d₂ = 2 * 450 6.3/(6.3 + 1) = 776 мм

в₂ - ширина венца колеса

в₂ = ш_а * ащ

в₂ = 0.23 * 450 = 104 мм

м = 2 * 3048 * 10³ * 6.8/776 * 104 * 198.8 = 5.5 мм

Принимаем м = 6мм

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса



ZУ = 2ащ/М ZУ = 2 * 450/6 = 150

Определяем число зубьев шестерни

Z₁ = ZУ/(i + 1)

Z₁ = 150/6.3 + 1 = 20

Определяем число зубьев колеса

Z₂ = ZУ - Z₁

Z₂ = 150 - 20 = 130

Определяем фактическое передаточное отношение

i_ф = Z₂/Z₁

i_ф = 130/20 = 6.5

При этом i_ф не должно превышать 4%

Дi = (i_ф - i)/i * 100%

Дi = (6.5 - 6.3)/6.3 * 100% = 3.2%

Норма выполняется

Определить основные размеры передачи

Делительные диаметры

d₁ = m * z₁

d₂ = m * z₂

d₁ = 6 * 20 = 120 мм

d₂ = 6 * 130 = 780 мм

Определяем диаметр вершин зубьев

da₁ = d₁ + 2m

da₂ = d₂ + 2m

da₁ = 120 + 2 * 6 = 132 мм

da₂ = 780 + 2 * 6 = 792 мм

Определяем ширину венца

в₂ = ша * ащ

в₁ = в₂ + (2ч4)

в₂ = 0.23 * 450 = 104 мм

Принимаем 80 мм

в₁ = 80 + 4 = 84 мм

2.1 Расчёт механизма передвижения крановой тележки

Для передвижения крановой тележки выбираем схему передвижения с гибким стальным типовым канатом.

Определяем полное сопротивление перемещению

W = W_тр + W_в + W_y

где W_тр - сопротивление от трения ходовых колёс

W_в - сопротивление от ветровой нагрузки

W_y - сопротивление сил трения от уклона



W_тр = G_гр + G_т/D_к * (2k - fd)k_p

где G_гр - вес грузоподъёмного механизма с грузом. Исходя из того, что грузоподъёмный механизм расположен не на тележке, G_гр в будущем равно весу груза = 1600 кг.

G_т - вес тележки, принимаемый конструктивно = 800 кг

D_к - диаметр ходового колеса

Принимаем максимально допустимый = 200 мм

d - диаметр цапфы колеса

Для колёс диаметром 200 мм, d = 60 мм

к - коэффициент трения сечения

f - коэффициент трения в цапфе колеса для подшипников качения f = (0.015ч0.02)

W_тр = 1600 + 800/0.2(2 * 0.03 - 0.02 * 0.06) = 970

W_y = (G_гр + G_т) * б

б - допустимый угол наклона подтележечных путей

б = 0.02

W_y = (1600 + 800) * 0.002 = 4.8

Исходя из того, что кран работает в помещении, сопротивление от ветровой нагрузки можно не учитывать.

W = 970 + 4.8 + 0 = 974.8

Расчет и выбор каната

Определяем разрывное усилие



S_разр ? S_max * n

S_max = 872* (1 - 0.97/(1 - 0.97) = 872 Н

S_разр = 872 * 5 = 4360 Н

Для механизма передвижения крановой тележки выбираем канат типа ЛК. Канат типа ЛК имеет большую гибкость, большую долговечность. У канатов этого типа поперечное сечение хорошо запаяно металлом. Наиболее подходящим для механизма является канат ЛКО, канат с одинаковым числом и диаметром проволочек в слое.

ЛКО 6 х 19 = 114 (ГОСТ 3079 - 80)

d_к = 6.2 мм

Площадь сечения всех проволочек 15.3 мм²

Расчётный предел прочности проволочек 180 кг/мм²

Определяем основные размеры блока

Определяем диаметр направляющего блока

D_бл = 20 * 6.2 = 124 мм

Радиус канавки под канат

r = 0.6 * 6.2 = 3.72 мм

Высоту канавки

h_к = 2 * 6.2 = 12.4 мм

Ширину канавки



в_к = 1.6 * 6.2 = 9.92 мм

Принимаем 10 мм

Длину ступицы

l_ст = 2 * 10 + 3 = 23 мм

Определяем диаметр барабана D_б = 124 мм

Барабан приводится в движение посредством цепной передачи, расположенной на одном валу с барабаном, звёздочка вращается при помощи цепи.

Выбираем сварную круглозвённую цепь, исполнение 1.

В₂ - 5*18 ГОСТ 191 - 82

d - диаметр прута цепи = 15 мм

t - шаг цепи, для типа В, t = 3.6 d, t = 3.6 * 15 = 78 мм

Определяем делительный диаметр звёздочки.

D₀ = t/sin(180/z)

z - число зубьев звёздочки, z = 96

D₀ = 78/sin(180/96) = 606.53 мм

Длину ступицы принимаем конструктивно l_ст = 150 мм

Максимальная нагрузка, действующая на цепь

S ? S_разр/к

где S_разр - разрушающая нагрузка

для d = 15 мм и t = 78 мм, S_разр = 93.2

к - запас прочности для ручного привода

к = 4.5

S = 93.2/4.5 = 20.7 Кн

2.2 Расчёт металлоконструкции

Консоль крана состоит из швеллеров. Колонна изготовлена из отрезков горячекатаной трубы ( ГОСТ 8732 - 78 ) материалом сталь 3 ( ГОСТ 380 - 71)

Расчёт консоли крана

Изгибающий момент в консоли крана

М_и = (Q + G_т) * 1

Q - грузоподъёмность, кг

G_т - вес тележки, кг

l - вылет стрелы, см

М_и = (1600 + 800) * 450 = 108000 кг * см

Момент сопротивления сечения консоли

W = 2 * W_шв

W_шв - момент сопротивления,

Для швеллера № 20 W_шв = 197 см³ (ГОСТ 8240 - 72)

Материал швеллера сталь 3.

W = 2 * 197 = 394 см²



Определяем напряжение изгиба

G_и = М_и/W ? [G_и]

G_и - напряжение изгиба

[G_и] = 1400 Н/см²

G_и = 108000/394 = 275 Н/см² < 1400 Н/см²

Условие выполняется, швеллер подходит.

Расчёт колонны

Суммарный опрокидывающий момент без учёта веса колонны крана равен изгибательному моменту в консоли крана М₀ = М_и = 108000 кг * см

Требуемый момент сопротивления поперечного сечения колонны

W = M₀/[G_и]

M₀ - суммарный опрокидывающий момент

[G_и] - допускаемое напряжение изгиба

W = 10.8 * 10³/14000 = 77.1 см³

Для дальнейшего расчёта принимаем конструктивные размеры колонны. Наружный диаметр D_m - 200 мм. Толщина стенки S = 8 мм. Внутренний диаметр D_внутр = 184 мм.

Момент поперечного сечения трубы

W = рD_m²/32 * (1 - D_внутр/D_н)

W = 3.14 * 20²/32 * (1 - 18.4/204) = 390.4 см³

Напряжение с учётом изгибающих нагрузок

у_р = G_и + у_ст = М₀/W + Q + G_т/F ? [у_р]

F - площадь сечения трубы

F = р/4 * (D_m² - D_внутр²)

F = 3.14/4 (20² - 18.4²) = 113.04

[у_р] - допустимое напряжение = 12500

у_р = (448.5 * 10⁵/390.4) + (1600 + 800/115.04) = 12452.35 кг/см² < 12500 кг/см²

Условия выполняются. Выбранные размеры подходят.

2.3 Расчет валов

Определяем размеры ступеней вала под барабан механизма подъёма.

Определяем диаметр под полумуфту

d₁ =

М_к - крутящий момент на валу

М_к = М_б + з_подш + з_р

М_б - момент на грузоподъёмном барабане

з_подш - КПД подшипника

з_р - КПД редуктора

М_к = 1162 * 0.99 * 0.92 = 1058.3 Н * м

[ф] - допускаемое напряжение кручения = 20 Н/мм²

d₁ = = 43.7 мм

Округляем до стандартного значения d₁ = 45 мм.

Определяем длину под полумуфту

l₁ = (1.0 ч 1.5)d₁

l₁ = 1.5 * 4.5 = 67.5 мм

Принимаю l₁ = 68 мм

Определяем диаметр под подшипник

d₂ = d₁ + 2t

где t - высота буртика

d₂ = 45 + 2 * 2.5 = 50 мм

Определяем длину под подшипник

l₂ = 0.6 * d₂

l₂ = 0.6 * 50 = 30 мм



Определяем диаметр переходной ступени

d₃ = d₂ + 2 * t

d₃ = 50 + 2 * 3 = 56 мм

Принимаю длину переходной части конструктивно l₃ = 70 мм

Определяем диаметр под опору барабана на вал

d₄ = d₃ + 2 * t

d₄ = 36 + 2 * 3 = 62 мм

Определяем длину опорной ступени

l₄ = 0.8 * d₄

l₄ = 0.8 * 62 = 49.6 мм

длину оси вала принимаю конструктивно l = 315.1 мм

Производим поверхностный расчёт вала

Определяем силу, действующую от полумуфты

F_м = 100 *

где М_к - крутящий момент на валу

F_м = 100 * = 591.8 Н

Определяем реакции в вертикальной плоскости

R_ay = R_cy = 1600 Н

Определяем реакции в горизонтальной плоскости

R_cx = 931 Н

R_ax = 3430.2 Н

Определяем суммарный момент в точке В

М =

M_y - момент в вертикальной плоскости

М_x - момент в горизонтальной плоскости

М = = 386.4 Н * м

Для вала, изготовленного из стали 40 х.

у_в = 900 МПа

у_т = 750 МПа

С₁ = 410 МПа

Находим нормальное напряжение

у_н = М * 10³/W_x

М - изгибающий момент в опасном сечении

W_x - осевой момент сопротивления

W_x = 0.1 * d³



d - диаметр опасного сечения

W_x = 0.1 * 56³ = 17561.6 мм³

у_н = 386.4 * 10³/17561.6 = 22 Н/м² (МПа)

Определяем касательное напряжение

ф_н = М_и * 10³/W_g

где W_g - полярный момент сопротивления

W_g = 0.2 * d³

W_g = 0.2 * 56³ = 35123.2 мм³

ф_н = 35 * 10³/35123.2 = 11.5 МПа

Определяем амплитуду нормальных напряжений

у_а = у_м

у_а = 22 МПа

Определяем амплитуду цикла касательных напряжений

ф_а = ф_н/2

ф_а = 11.3/2 = 5.6 МПа

Определяем коэффициент концентрации нормальных напряжений

(К_у)_d = К_у/К_d + К_F - 1

К_у = 2.25; К_d = 0.86; К_F = 1

(К_у)_d = (2.25/0.86) + 1 - 1 = 2.6

Определяем коэффициент касательных напряжений

К_ф = 1.75; К_d = 0.77; К_F = 1

(К_ф)_d = (1.75/0.77) + 1 - 1 = 2.3

Определяем предел выносливости в расчётном сечении при изгибе

(у_-1)_d = у_-1/(К_у)_d

(у_-1)_d = 410/2.6 = 157.7 МПа

Определяем предел выносливости в расчётном сечении при кручении

ф_-1 = 0.58 * у_-1

ф_-1 = 0.58 * 410 = 237.8 МПа

(ф_-1)_d = 237.8/2.3 = 103.4 МПа

Определяем коэффициент запаса прочности

S = S_у * S_ф/ S_у² + S_ф² ? [S] = 1.6 ч 4

где S_у - коэффициент запаса прочности при изгибе

S_у = (у_-1)_d/у_a

S_у = 157.7/22 = 7.1

S_ф - коэффициент запаса прочности при кручении

S_ф = (ф_-1)_d/ф_а

S_ф = 103.4/5.6 = 18.5

S = 7.1 * 18.5/ 7.1² + 18.5² = 3.1

S = 3.1 ? [S] = 4

Коэффициент запаса прочности находится в допустимых пределах. Условие выполняется, вал выдержит данную нагрузку.

2.4 Выбор шпонок

Выбираем шпоночные соединения с призматическими шпонками по ГОСТ 23360 - 78

Параметры шпоночного соединения

L	h	B	t1	t2
80	14	25	9	5.4

Параметры шпонок вала

L	h	B	t1	t2
100	14	25	9	5.4

Проверочный расчёт шпонки под вал барабана механизма подъёма

у_см = 2М_к/[d(0.9 * h - t₁)L] ? [у_см]

где М_к - передаваемый момент = 1162 Н * м

d - диаметр вала = 62 мм = 0.062 м

h - высота шпонки = 14 мм = 0.014 м

t₁ - рабочая глубина в пазе вала = 9 мм = 0.009 м

L - длина шпонки = 100 мм = 0.1 м

[у_см] = 80 МПа - допустимое напряжение сжатия

у_см = 2 * 1162/[0.062(0.9 * 0.014 - 0.009)0.1] = 7.5 МПа

у_см ? [у_см]

7.5МПа ? 80 МПа

2.5 Расчёт и выбор муфт

Определяем расчётный момент на валу двигателя механизма подъёма

Т_р = К_р * М_к1 ? Т

где К_р - коэффициент режима нагрузки = 1.25

М_к1 - крутящий момент на валу двигателя = 35 Н * м

Т - номинальный вращающий момент установленный стандартом = 63 Н * м

Т_р = 1.25 * 35 = 43.75 Н * м < Т = 63 Н * м

Определяем радиальную силу вызванную радиальным смещением

F_м = С_Дr * Дr

где С_Дr - радиальная жёсткость муфты

Дr - радиальное смещение

F_м = 800 * 0.2 = 400 Н

Выбираем муфту упругую (ГОСТ 21425 - 93) втулочно-пальцевую с тормозным шкивом с целью экономии габаритных размеров всего механизма

Параметры муфты втулочно-кольцевой

L	d	D
70	24	100

2.6 Выбор и проверка подшипников

Для вала под барабан выбираем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники (ГОСТ 831 - 75)

Этот подшипник наиболее подходящий т.к. на барабан действует большая радиальная сила, и в тоже время осевая. Подшипники этого типа предназначены для восприятия этих нагрузок.

Подшипник 36210

d_вн = 50 мм

D_нар = 90 мм

B_об = 20 мм

Грузоподъемность 33.9 кН

Определяем суммарные силы, действующие на подшипники в точках А и С, выявляя наиболее нагруженный подшипник

F = R_y² + R_x²

где R_y - реакция в вертикальной плоскости

R_x - реакция в горизонтальной плоскости

В точке А:

F_А = R_ay² + R_ax² = 2500² + 3430.8² = 4245 Н

В точке С:

F_C = R_cy² + R_cx² = 2500² + 931² = 2667.7 Н

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку



R_E = V * F_r * K_у * K_ф

где V - коэффициент вращения

F_r - радиальная нагрузка подшипника

K_у - коэффициент безопасности

K_ф - температурный коэффициент

R_E = 1 * 4245 * 1.2 * 1 = 5094 Н

Определяем расчётную грузоподъёмность подшипников

L_гр = R_E * 573 * щ * L_h/10⁸

где щ - окружная скорость

щ = р * n/30

n - частота вращения барабана = 27.6 об/мин

щ = 3.14 * 27.6/30 = 2.9 рад/с

L_h - требуемая долговечность подшипника для червячного редуктора ? 5000

L_гр = 5094 * 573 * 2.9 * 5000/10⁸ = 9300.5 Н = 9.3 кН

Определяем долговечность подшипника

L_10h = 10⁶/щ * 573 * (L_гр/R_E)³ ? 10000



где L_гр - грузоподъёмность подшипника

L_10h = 10⁶/2.9 * 573 * (33.9/5.094)³ = 24212.9 час > 10000час

Пригодность подшипников обеспечивается

Параметры подшипника

d	D	в	r
50	90	20	2

Список использованной литературы

1 Эрлих В.Д. “Подъёмно- транспортное оборудование в лёгкой промышленности” Справочник - М. Легпромбытиздат, 1985 г. - 240 стр. ИЛ.

2 Додонов Б.П. “Грузоподъёмные и транспортные устройства” учебник для техникумов - М. Машиностроение, 1984 г. - 136 стр. ИЛ.

3 Руденко Н.Ф. “Курсовое проектирование грузоподъёмных машин” Изд. 3-е, перераб. и доп. М. Машиностроение, 1971 г. - 464 стр. ИЛ.

4 Шейнблит А.Е. Учебное пособие - “Курсовое проектирование деталей машин” Изд. 2-е, перераб. и доп. Калининград, Янтарный союз, 1999 г. - 454 стр. ИЛ.

5 Андреев В.И. “Справочник конструктора-машиностроителя” Т - 1. Изд. 7-е, перераб. и доп. М. Машиностроение, 1992 г. - 816 стр. ИЛ.

Размещено на Allbest.ru