Кран консольный полноповоротный Q=1.6т

Металлоконструкция.dwg

Сварные швы по ГОСТ5264-80.
Электрод типа Э42 ГОСТ9467-75.
Неуказанные предельные отклонения размеров
* Размеры для справок.
Обозначение стандарта
**Размер уточнить при монтаже

СП.dwg

Пояснительная записка
Болт 1.1.М16х300 Вст3пс2
Болт 2.1.М16х300 Вст3пс2

Механизм поворота.dwg

Максимальная консольная нагрузка на тих валу
Крутящий момент на тих валу

общий вид.dwg

мех подъема.dwg

Параметр Обозн. Разм. Значение
Техническая характеристика
Передаточное U --- 33

записка.docx

Министерство высшего и среднего специального образования Российской Федерации
Московский ордена Ленина ордена Октябрьской Революции и ордена Трудового Красного Знамени
ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ имени Н. Э. БАУМАНА
ФАКУЛЬТЕТ РК (Робототехника и комплексная автоматизация)
КАФЕДРА РК3(Детали машин)
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ НА ТЕМУ:
Разработка конструкции
подвесного поворотного крана
(фамилия инициалы) (индекс)
Руководитель проекта ( )
1.Схемы и полиспасты
5 Прочность барабана
6.Передаточное отношение привода
11 Крюковая подвеска
Расчет металлоконструкции
1. Определение основных размеров металлоконструкции
2. Проверка статического прогиба
5. Расчет на прочность сварного шва
1. Момент инерции поворотной части крана
2. Нагрузка на опорные узлы
3. Расчет подшипников опорных узлов
6. Расчет открытой зубчатой передачи
8. Расчет предохранительного устройства
В данном курсовом проекте предлагается разработать электроталь которая состоит из механизма подъема металлоконструкции и механизма передвижения.
Кран-балки с талью применяют для проведения подъемно-транспортных работ в производственных помещениях цехах и на открытом воздухе при обслуживании технологического оборудования и пр. Кран представляет собой подвижную кранбалку. Управление краном осуществляется с пульта управления на уровне 15 м до пола.
Технические требования:
Типовой режим работы – 3М;
Электропитание от сети переменного 3-х фазного тока с частотой 50 Гц и напряжением 380 (220) В;
Необходимо разработать:
Спецификации и расчетно-пояснительную записку.
Исходные данные для расчета:
Грузоподъемность FQ = 1.25 кН;
Скорость подъема Vп = 6.3 ммин;
Высота подъема H = 4.5 м;
Скорость передвидения тележки Vт = 20 ммин;
Грузоподъемная сила FQ=16кН
Скорость подъема V=5ммин
Высота подъема H=28м
Машинное время t=4000
1.Схемы и полиспасты.
Т.к. механизм подъема расположен на стреле рациональной является однобарабанная схема типа тали при одинарном полиспасте(m=1).
КПД полиспаста и отклоняющих блоков
п= где =бл=097 КПД блока; а=2 кратность полиспаста; t=0 число; m=1 число полиспастов на КПД не влияет.
Мощность (кВт) при подъеме номинального груза весом FQ (Н) с установившейся скоростью V (ммин) статическая мощность
Предварительно значения коэффициентов полезного действия принимают 09 при зубчатом редукторе.
Применим двигатель типа 4АС (трехфазные асинхронные повышенного скольжения). Синхронная частота nс=750 мин-1 наиболее рациональная и предпочтительная при небольшой скорости подъема.
По каталогу выбираем двигатель 4АС100L8У3 с Рн=19 кВт (ПВ=15) и n=675 мин-1.
Наибольшая сила натяжения в канате
Тип каната выбирают по ГОСТ 2688-80.
Рекомендуемый предел прочности материала проволок В=1600 1800 Нмм2.
Выбор размера каната т.е. его диаметра dкан проводят по разрушающей нагрузке. Разрушающая нагрузка каната должна удовлетворять условию Fразр KFmax. Коэффициент запаса прочности К=65 в соответствии с режимом работы 4М.
Fразр 58583 = 42915 Н.
Выбран канат двойной свивки типа ЛК-Р по ГОСТу 2688-80:
Dкан=91мм; Fразр=44 кН;
Диаметр барабана по дну канавки Dбар dкан(e-1) где е=22 – коэффициент принятый в зависимости от режима работы и типа крана.
Dбар=91(16 - 1) = 136 мм.
Принимаем диаметр барабана по стандартному ряду чисел Ra40 Dбар=150мм.
Длина барабана Lбар= p(zp+6) = 10(112+6) =172ммпринимаем 172 мм.
zp= число рабочих витков; H высота подъема; p=(11 12) dкан шаг нарезки.
Принимаем шаг нарезки p=10мм;
5 Прочность барабана.
Напряжениями изгиба и кручения в стенке барабана можно пренебречь.
Напряжения сжатия в стенке барабана
.Для стального барабана [сж]=110Нмм2
примем толщину стенки барабана 8мм
6.Передаточное отношение привода.
Частота вращения барабана мин-1
Необходимое передаточное отношение привода
Принимаем передаточное отношение 335
Наибольший момент на тихоходном валу редуктора
Момент на барабане Нм
Произведем расчет соосного редуктора для тельфера по программе RK3.exe
МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕДАТОЧНЫЕ РАСЧЕТ ПРОЕКТНЫЙ
Зубчатые цилиндрические двухступенчатые
По соосной схеме внешнего зацепления прямозубые однопоточные
Вращающий момент на тихоходном валу Н.м . 711.0
Частота вращения тихоходного вала обмин . 20.0
Ресурс час . . . . . . . . . . . . . 4000.
Режим нагружения . . . . . . . . . . . . . 2.
Передаточное отношение редуктора . . . . . 33.50
Коэффициент ширины венца . . . . . . . . . .315
Степень точности . . . . . . . . . . . . . 8.
Коэффициент запаса по изгибной прочности . . 2.20
Твердость поверхности зубьев Шестерни HRCэ .0 ВАРЬИРУЕТСЯ
Колеса HRCэ .0 ВАРЬИРУЕТСЯ
Минимальное допустимое число зубьев Шестерни 12.
Отношение передаточных чисел ступеней . . . .00 ВАРЬИРУЕТСЯ
Угол наклона зубьев град . . . . . . . . . .000 ПАРАМЕТРЫ ДЛЯ ВЫБОРА ВАРИАНТА
В ТвердостиКоэф.ОтношМежосе-Диаметр Диаметры вершин Массы
а HRCэ ширинпередвое расвпадин Колес мм кг
рвенцачиселстояниеБ-Шестер
Шест.Колес ступе мм ни мм Т-ступеньБ-ступеньмехан. колес
По соосной схеме внешнего зацепления прямозубые однопоточные Вариант 6
Характеристика механизма
Передаточное отношение механизма . . . . . . . . . . . . . 34.474
Вращающий момент на Быстроходном валу Н.м . . . . . . . . 21.3
Тихоходном валу Н.м . . . . . . . . 711.0
Частота вращения Быстроходного вала обмин . . . . . . . . 689.5
Тихоходного вала обмин . . . . . . . . 20.0
Механизма кг . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 64.7
Колес кг . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 17.92
Степень точности . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8.
Ступень Тихоходная Быстроходная
Передаточное число . . . . . . . . . . 5.000 6.895
Коэффициент ширины венца . . . . . . . . . . .315 .200
Межосевое расстояние мм . . . . . . . . . . 150.000 150.000
Угол зацепления град . . . . . . . . . . 20.000 20.000 Угол Угол наклона зубьев град . . . . . . . . . . .000 .000
Модуль зацепления (нормальный) мм . . . . . 2.500 2.000
Силы в зацеплении Н:
Окружная (суммарная для шеврона) . . . . 5688.0 1107.6
Радиальная (суммарная для шеврона) . . . . 2070.3 403.2
Осевая . . . . .0 .0
Вращающий момент на Шестерне Н.м . . . . 145.1 21.3
Контактные напряжения МПа:
при номинальной нагрузке:
расчетные . . . . . . . . . . . . . 776.6 495.0
допускаемые . . . . . . . . . . . . . 810.2 657.5
при максимальной нагрузке:
расчетные . . . . . . . . . . . . . 1151.8 734.3
допускаемые . . . . . . . . . . . . . 1960.0 1960.0
Параметры зубчатого Колеса Шестерня Колесо Шестерня Колесо
Число зубьев . . . . . . . . 20. 100. 19. 131.
Коэффициент смещения исходного контура .000 .000 .000 .000
Делительный . . . . . . . . 50.000 250.000 38.000 262.000
Начальный . . . . . . . . 50.000 250.000 38.000 262.000
Вершин . . . . . . . . 55.000 255.000 42.000 266.000
Впадин . . . . . . . . 43.750 243.750 33.000 257.000
Ширина зубчатого венца мм . . . . 52.0 47.0 33.0 30.0
Твердость поверхности зубьев HRCэ . . 49.0 28.5 49.0 28.5
Напряжения изгиба МПа:
расчетные . . . . . . . . 243.1 237.2 112.5 107.5
допускаемые . . . . . . . . 247.0 281.9 234.9 217.2
расчетные . . . . . . . . 534.7 521.9 247.5 236.5
допускаемые . . . . . . . . 1340.0 987.3 1343.7 994.0
Определение диаметров валов:
а) Быстроходный вал:
Принимаем по двигателю:
а) Промежуточный вал:
где обр – обратный КПД (КПД при обратном движении т.е. движении под действием груза при отключенном электродвигателе) механизма между грузозахватным устройством и тормозным шкивом (диском).
Для механизмов с зубчатым редуктором (с учетом того что фактические потери могут быть меньше расчетных)
где - прямой КПД механизма между тормозным шкивом (диском) и грузозахватным устройством.
Необходимый момент тормоза
где km – коэффициент запаса торможения
Осевая сила необходимая для создания требуемого тормозного момента
где — средний радиус поверхности трения
i=1 — число пар поверхностей трения
коэффициент трения при работе всухую f=042.
) Наружный диаметр фрикционного диска RH = 160мм определяют конструктивно. Внутренний радиус RB = (04 08)RH чем больше RH тем больше RB .
Принято RB = 0.75RH.=075·160=120мм. Их разность должна удовлетворять условию
) Давление на рабочих поверхностях фрикционных обкладок
Допускаемое давление при работе всухую [p] =025МПа.
) Начальный суммарный осевой зазор между трущимися поверхностями:
нач=03+01·i = 03+01·1=04мм.
Наибольший зазор max=16·нач=16·04=064мм . При достижении наибольшего зазора осуществляют регулировку зазора до начального значения.
Необходимая работа одного установленного электромагнита
где FМ – тяговая сила магнита ; – ход магнита
При установке одного кольцевого электромагнита его работа
)Расчет электромагнита
Площадь воздушного зазора между корпусом электромагнита и якорем:
Индукция электромагнитного поля в воздушном зазоре:
где = 410-7Гнм – магнитная постоянная.
Напряжённость магнитного поля в воздушном зазоре:
Необходимое количество ампер-витков для создания индукционного потока А
Iw = 2 Ho= 2 027 000064 = 000034A
где - наибольшее значение воздушного зазора м.
Площадь поперечного сечения катушки электромагнита
где 2Aм2 - плотность тока;
k 05 - коэффициент учитывающий заполнение проволокой сечения катушки.
Полученную площадь сравнивают с площадью поперечного сечения катушки по предварительному эскизу тормоза и электромагнита
Пружину выполняют с целым числом рабочих витков z. По 34 опорных витков с каждой стороны осаживают до соприкосновения с последним рабочим витком. Торцы шлифуют перпендикулярно оси пружины так чтобы на концах опорных витков осталась половина диаметра проволоки.
Пружину изготавливают холодной навивкой из высокоуглеродистой стали марки У9А У12А без закалки (d4мм) или горячей навивкой из кремнистой стали марки 60С2А с закалкой до твёрдости HRC=40 45 (d5мм). Допускаемые напряжения кручения в обоих случаях []=950МПа.
Диаметр проволоки (рис.13)
Конструктивно средний диаметр пружины
Тогда индекс пружины
Свободная длина пружины
Напряжение кручения при использовании проволоки круглого сечения
— коэффициент кривизны
Осадка одного витка пружины (мм) под действием силы Fпр ;
где G =8 10 4 МПа — модуль упругости второго рода.
Шаг округляют до размера кратного 025мм. Принимаем:
По условию устойчивости свободная длина пружины Lсв6·Dпр.
Число рабочих витков:
Число рабочих витков округляют до целого числа в меньшую сторону.
Свободная длина пружины:
Рабочая длина пружины при полном использовании номинального момента тормоза:
Диаметр блока по дну ручья
Dблdкан(е-1)=91(16-1)=145мм
Принимаем Dбл=150мм
Частота вращения блока обмин.
Наибольшая нагрузка на подшипниках блока полиспаста
где zn – число подшипников блока
Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник блока
где KHE – коэффициент эквивалентности u=12 – коэффициент вращения наружного кольца KБ=13 – коэффициент безопасности.
Выберем подшипник 204 ГОСТ 8338-75
11 Крюковая подвеска.
Выбираем крюк однорогий по ГОСТ 6627-74 для грузоподъемных машин и механизмов с машинным приводом исполнение 1.
Наибольшая грузоподъемность – 16000 Н
Подшипник крюка шариковый упорный однорядный №8205H Cоа = 24700Н
Упорный подшипник выбирается из условий статической грузоподъемности.
000Н 24700Н –условие выполняется подшипник проходит с запасом.
Расчет металлоконструкции.
Грузоподъемная сила FQ = 16000 Н;
Вылет стрелы L = 4 м;
1. Определение основных размеров металлоконструкции.
Металлоконструкция крана изготовлена из труб.
Расстояние между опорами крана:
Т.к высота подъема 28м принимаем из конструктива 3600 мм hк = 36 м
Рис.2.1 –геметрия металлоконструкции
Изходя из чертежа определим размеры стержней 56 и 7
dкол = (140 150) 4000 = 100 80мм
dстр L = 4000 = 100 мм
Диаметр растянутого стержней 567 :
dстержн567 L = 4000 = 100 мм
Принимаем в соответствии с ГОСТом на трубы (приложение 4 [5]):
Диаметр колонны dкол = 102 мм
Диаметр стрелы dстр = 102 мм
Диаметр стержней567 dстержн = 83 мм.
Толщина стенок труб:
стр = кол = (005 008) 102 = 51 82 мм.
Принимаем стр = кол = 6 мм.
= (005 008) 83 = 42 66 мм
Принимаем от = 6 мм.
Площадь поперечного сечения трубы колонны и стрелы:
Момент инерции сечения трубы колонны и стрелы:
2. Проверка статического прогиба.
Общий прогиб вызывается деформацией колонны и деформацией стрелы.
Рис.22. Расчетная схема
Прогиб за счет деформации колонны (изгиб и сжатие) определяем методом Верещагина.
Реакции в точках В и С:
Реакции в опорах 1 и 2:
Изгибающие моменты в точках В и С от силы FQ :
Нагрузки в точках В и С и реакции в опорах 1 и 2 от единичной силы:
Моменты в токах В и С от единичной силы:
Осевая сила сжимающая колонну:
от веса груза FQ = 16000 Н
от единичной силы F1 = 1 Н.
Прогиб за счет деформации колонны:
где Е – модуль упругости МПа (для стали Е = 2 105 МПа).
Прогиб за счет деформации стрелы (изменение длины стержней)
Усиление в стреле от единичной силы.
Определим согласно методу Кремоны усилия в стрежнях от еденичной силы
Общий прогиб (статический):
[fст] = = 10 мм 51 мм.
[fст] fст . Статический прогиб не превышает допустимого следовательно окончательно принимаем размеры элементов металлоконструкции крана.
Проверку времени затухания колебаний для жестких кранов когда fст 05 [fст] можно не проводить.
При расчете веса стрелы оттяжки и колоны учитывают вес сварки косынок вводя коэффициент 11.
Масса 1 м стрелы: m = 1421 кг (по ГОСТ 8732-78)
Масса 1 м стержня: m = 1139 кг (по ГОСТ 8732-78)
Gмк=582+830+612=2024Н
Вес механизма подъема (определяем при его проектировании) Gмп = 1184 Н.
5. Расчет на прочность сварного шва.
Опасным сечением является место соединения стержня 6 с пластиной. Соединение выполняется ручной дуговой сваркой электродами обычного качества. Шов нестандартный
Расчет проводим по напряжениям среза.
F– сила действующая на шов Н
Aшва – площадь расчетного сечения шва мм2.
α = 1373 (из чертежа).
F = 16000 sin 10 = 2778 Н
а – размер шва в опасном сечении мм
lшва – длина сварного шва (из чертежа lшва = 50 мм)
= 07 при ручной сварке [6]
k – катет сварного шва мм.
Принимаем k = 60 мм.
Aшва = 2 42 50 = 420 мм
ср = 2778 420 = 66 МПа.
Условие прочности сварного шва:
[']ср - допустимое напряжение среза МПа.
[]р = (062 074) т где
т – предел текучести (для стали 3 т = 220 МПа).
[]р = 068 220 = 1496 МПа
[']ср = 06 1496 = 898 МПа
898 следовательно условие прочности сварного шва выполнено.
Число оборотов мин-1
Коэффициент эквивалентности
Машинное время работы ч
1. Момент инерции поворотной части крана.
Jпов. ч. = Jстр + Jгр
где Jстр – момент инерции стрелы кгм2
Jгр – момент инерции груза кгм2.
где - координата центра тяжести стрелы м.
Jпов. ч. = 238 + 27237 = 27475 кгм2.
2. Нагрузка на опорные узлы.
Нагрузку на опорные узлы определяют при подъеме номинального груза.
Вертикальная нагрузка Н.
FВ = FQ + Gзахв + Gкол + Gстр + Gмп
FВ = 16000 + 480 + 306 +1308 +700 = 18794 Н
Горизонтальная нагрузка Н.
= 2000 мм (из чертежа).
3. Расчет подшипников опорных узлов.
Расчет подшипников производится на статическую грузоподъемность т.к. частота вращения крана nкр 10мин-1.
Для опор выбираем сферический радиально-упорный двухрядный шариковый подшипник. Данный тип подшипников допускает большие углы перекосов во время работы крана.
Тип подшипника 1316:
статическая радиальная грузоподъемность
Динамическая грузоподъёмность Сr = 880 кН.
Условие пригодности подшипника:
Выбранный подшипник проходит по статической грузоподъемности.
Нижняя опора состоит из двух подшипников: упорного и сферического. Сферический подшипник работает в тех же условиях что и подшипник верхней опоры. Соответственно принимаем подшипник 1316.Упорный 8308
*18794=75176 ≤ 65000.
4.1. Выбор частоты вращения двигателя.
Принимаем синхронную частоту вращения двигателя nс = 1500 мин-1
асинхронную частоту nн = 1360 мин-1.
Предварительно берем 4А56В4Е2У12
4.2. Приведенный момент инерции при пуске.
где u – передаточное отношение привода
При данном передаточном отношение целесообразно использовать в приводе волновой редуктор. Для волнового редуктора 077 .
J'пр п = = 0065 кгм2.
где V – средняя окружная скорость груза ммин
а – среднее ускорение груза (а = 03 мс2 ).
Принимаем а = 03 мс2.
V = 2 314 4 2 = 5024 ммин.
4.4. Динамический момент электродвигателя.
4.5. Мощность двигателя по условию разгона.
Р'н = (Тн.д. nн ) 9550
Р'н = (231. 1360) 9550 = 032 кВт.
4.6. Мощность двигателя при установившемся движении.
Ттр – момент сопротивления повороту относительно оси колонны Нм.
f1 f2 – приведенные коэффициенты трения для подшипников (для шариковых подшипников по табл. 14 [4] f1 = f2 = 001)
d1 d2 – внутренние диаметры подшипников м.
4.7. Проверка выбранного двигателя.
tп.о. = 1 (075 (m – α)) где
α = 00087 018 = 0048
tп.о. = 1 (075 (21 – 0048)) = 064
Jпр п = J'пр п + Jэд = 00696 кгм2.
Jпр п = 0065 + 00011 = 0066 кгм2.
Ускорение не превышает допустимого следовательно оставляем выбранный двигатель.
Наибольший момент на тихоходном валу редуктора Нм.
Тmax = Тн.д. m uред ред где
uред – передаточное отношение редуктора.
uозп – передаточное отношение открытой зубчатой пары.
uред = 13602 5 = 136
Тmax = 126. 21 136 077 = 277 Нм.
Расчет волнового редуктора выполняем на ЭВМ.
наибольший момент на тихоходном валу редуктора Тmax = 277 Нм
передаточное отношение uред = 136
частота вращения быстроходного вала n = 1360 мин-1
тип генератора волн – кулачковый.
с неподвижным жестким колесом
Передаточное отношение механизма . . . . . . . 152.500
Диаметр отверстия гибкого колеса мм . . . . . . . 120.
Вращающий момент на Быстроходном валу Н.м . . . . . . . 2.5
Тихоходном валу Н.м . . . . . . . 277.0
Частота вращения Быстроходного вала обмин . . . . . . . 1360.0
Тихоходного вала обмин . . . . . . . 8.9
Механизма . . . . . . . . . . . . . . . 15.1
Колес . . . . . . . . . . . . . . . 2.7
Генератора волн . . . . . . . . . . . . . . . 1.5
Модуль зацепления мм . . . . . . . . . . . . . . . .400
Качественные показатели
Коэффициент безопасности по усталостной
прочности гибкого колеса . . . . . . . 1.99
Вероятность неразрушения гибкого колеса % . . . . . . . 100.0
Момент по упругой податливости звеньев Н.м
Максимальный . . . . . . . . . . . . . . . 1794.4
Минимальный . . . . . . . . . . . . . . . 1335.5
Вероятностный (P=0.95) упругий угловой люфт
(мертвый ход тихоходного вала) мин.угл. . . . . . . 1.73
Результирующая сила давления на генератор
в каждой зоне зацепления Н . . . . . . . . . . . . 1776.0
Коэффициент полезного действия % . . . . . . . . . . . . 73.8
Параметры зубчатого Колеса Гибкого Жесткого
Число зубьев . . . . . . . . . . 305. 307.
Коэффициент смещения исходного контура . . . . . . 3.140 3.275
Делительный . . . . . . . . . . 122.000 122.800
Вершин . . . . . . . . . . 125.116 124.620
Впадин . . . . . . . . . . 123.312 126.384
Ширина зубчатого венца мм . . . . . . . . . . 24.0 28.8
Толщина обода зубчатого венца мм . . . . . . . 1.66 20.57
Диаметр мерительного ролика мм . . . . . . . 1.008 .866
Размер по роликам (номинальный) мм . . . . . . . 126.406 123.654
Длина общей нормали мм . . . . . . . 49.211 48.079
Толщина оболочки гибкого колеса мм . . . . . . . 1.24
Длина гибкого колеса мм . . . . . . . 102.
Параметры генератора волн
Максимальная радиальная деформация мм . . . . . . . . .516
Требуемая динамическая грузоподьемность подшипника H . 5268.
Ожидаемая динамическая грузоподьемность
гибкого подшипника генератора волн Н . . . . . . . 28897.
Вероятность неразрушения гибкого подшипника % . . . . . 99.7
Параметры для справок
Максимальная глубина захода зубьев колес мм . . . . . . .70
Расчетная максимальная радиальная деформация
гибкого колеса мм . . . . . . . . . . . . . . . .43
Толщина зубьев на окружности вершин мм
Гибкого колеса . . . . . . . . . . . . . . . .32
Жесткого колеса . . . . . . . . . . . . . . . .38
Эффективный коэф.концентрации напряжений гибкого венца . 1.84
6. Расчет открытой зубчатой передачи.
6.1. Передаточное отношение:
uозп =13601525*2= 445.
6.2. Модуль открытой зубчатой передачи:
Принимаем из конструктивных соображений m = 5 мм.
6.3. Расчет основных геометрических параметров зубчатой передачи.
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Межосевое расстояние мм.
aw = (20 + 89) 5 2 = 2725 мм.
Делительные диаметры:
Ширина зубчатого венца:
ba – коэффициент ширины зубчатого венца.
Для консольно расположенных колес ba = 02 025 [2].
b2 = 02 2725 = 545 мм.
b1 = 55 + 4 = 60 мм.
6.4. Выбор материала колес и термической обработки.
Термическая обработка для колеса и шестерни одинаковая – улучшение и закалка ТВЧ. Марка стали для колеса и шестерни также одинакова – 40Х. Поверхностная твердость зубьев при этом составляет 45 – 58 НRC.
Степень точности передачи 9.
6.5. Проверка зубьев по контактным напряжениям.
Условие прочности зуба:
[]H – допускаемое контактное напряжение для открытой зубчатой пары МПа.
Hlim – предел контактной выносливости МПа
SH – коэффициент запаса прочности.
Hlim = 17 HRCср + 200 (по табл. 2.2 [2])
HRCср = (45 +58) 2 = 515
Hlim = 17 515 + 200 = 107550 МПа.
SH = SHmin SHα SHb где
SHmin – минимальный коэффициент запаса (SHmin = 12 для зубчатых колес с поверхностным упрочнением [3])
SHα - коэффициент запаса (SHα = 10 для передач выход которых из строя не связан с тяжёлыми последствиями [3])
SHb - коэффициент запаса учитывающий упрощения при определении напряжений (SHb = 12 [3]).
[]H = 10755 144 = 74688 МПа.
H – контактное напряжение МПа.
Z = 9600 для прямозубых передач
КН – коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность
Т1 – вращающий момент на шестерне (Т1 = 277 Нм).
КHV – коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения
КHα - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями
КH - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.
Окружная скорость мс.
По табл. 2.6 [2] КHV = 103.
КHα = 1 + (К0Hα – 1) КH где
КH – коэффициент учитывающий приработку зубьев (по табл. 2.8 [2] КH = 071)
К0Hα = 10 для прямозубых передач.
КHα = 1 + (1 – 1) 071 = 10
КH = 1 + (К0H – 1) КH где
Тогда по табл. 2.7 [2] К0H = 143.
КH = 1 + (143 – 1) 071 = 131
КH = 103 10 131 = 135
2 ≤ 74688 т. е. H []H следовательно условие прочности выполнено.
Выбранный двигатель имеет встроенный тормоз. Данный тормоз необходимо отрегулировать на определенный тормозной момент.
Требуемый момент тормоза Нм.
Jпр. т. – приведенный момент инерции при торможении кгм2.
Jпр. т 0066 0772 = 0039 кгм2.
обр = 05 (1 + 077) = 0885
Тст. мин. = = 0041 Нм.
8. Расчет предохранительного устройства.
8.1. Размеры фрикционных дисков:
внутренний диаметр Dв мм
наружный диаметр Dн мм.
Из конструктивных соображений принимаем Dв = 90 мм.
Dн = 90 (04 08) = 240 112 мм.
Принимаем Dн = 170 мм.
Передаваемый момент Т = 277 Нм.
Осевая сила прижимающая диски Н.
f – коэффициент трения (f = 042 при трении всухую [4])
R = (Dв + Dн) 2 – средний радиус поверхности трения мм
i – число поверхностей трения (i = 5).
R = (90 + 170) 2 = 130 мм
Fa = 277 (042 0130 5) = 1014 Н
Давление на рабочих поверхностях фрикционных обкладок:
Допустимое давление при работе всухую:
[p] = 01 МПа (для режима работы 2М по табл. 4 [4]).
р [p]. Условие прочности выполнено.
8.2. Расчет пружины.
Сила создаваемая одной пружиной:
zпр – количество пружин (zпр = 4).
Fпр =1014 4 = 253 Н.
Напряжения кручения пружины:
[] = 750 МПа – допускаемое напряжение кручения.
Отсюда диаметр проволоки пружины:
Принимаем d = 40 мм.
с = 60 – индекс пружины.
Свободная длина пружины по условию устойчивости:
Принимаем Lсв = 6 28 = 168 мм.
Осадка одного витка пружины мм.
G = 8 104 МПа – модуль сдвига.
t = 236 + 115 40 = 676 мм
Принимаем t = 68 мм.
Lсв = 14 68 + 4 = 100
Рабочая длина сжатой пружины мм.
Lраб = 100 – 216 14 = 70 мм
1. Шпоночное соединение барабана и редуктора.
Пусть втулка выполнена из улучшенной стали 45 соединение должно передавать
крутящий момент Т=711Нм.
Допускаемые касательные напряжения кручения []кр = 25МПа ( []кр=25..30МПа). Размеры шпонки для диаметра вала d=95мм в соответствии с ГОСТ 23360-78. Ширина шпонки b=25мм высота шпонки h=14мм.
Глубина врезания шпонки в ступицу:
Рабочая длина шпонки lР из расчёта по напряжениям смятия:
Принимаем допускаемое напряжение смятия []см=130МПа .
Следовательно выбираем минимальную полную длину шпонки L=70мм по ГОСТ23360-78.
2. Шпоночное соединение шестерни ОЗП.
крутящий момент Т=277Нм.
Допускаемые касательные напряжения кручения []кр = 25МПа ( []кр=25..30МПа). Размеры шпонки для диаметра вала d=291мм в соответствии с ГОСТ 23360-78. Ширина шпонки b=6мм высота шпонки h=6мм.
Следовательно выбираем полную длину шпонки L=60мм по ГОСТ23360-78.
3. Расчет шлицевого соединения вала двигателя с валом редуктора.
Размеры прямобочных шлицев по ГОСТ6033-88. Ориентируемся на соединения легкой серии. Внутренний диаметр шлицев должен быть больше или близок диаметру вала полученному из конструктивных соображений. Назначаем соединения 626306 (число шлицев z=6 внутренний диаметр d=26мм наружный диаметр D = 30мм ширина шлица b=6мм размер фасок c=02мм).
Высота рабочей поверхности шлица h и средний диаметр шлицев dm:
Длина соединения из расчета по напряжениям смятия:
Принимаем допускаемые напряжения смятия []см=60МПа соединение неподвижное . Тогда
Принимаем длину соединения из конструктивных соображений l =56мм.
Вес подвижной части металлоконструкции крана: Gп.ч = 2024 Н
Вес неподвижной колонны: Gкол =0 Н
Максимальный вес груза: FQ = 16000 Н
Вылет стрелы крана: L = 4000 мм
Центр тяжести крана: xмет = 1800 мм
Диаметр основания опоры D = 265мм
Расстояние до крайнего болта X = 100мм
Выбираем болты класса прочности болтов фирмы Hilti равен 8.8
т = 800 Мпа –предел текучести
S= 2.5 –коэффициент запаса
FN = Gп.ч + FQ = 2024 + 16000 = 18024 H
М = Gп.ч . xмет + FQ . L = 2024 . 1800 + 16000 . 4000 = 676 . 106 Н.мм
условие не раскрытия стыка:
=0.75 коэффициент основной нагрузки для стыка метала бетоном.
Т.к. у нас 2 опоры то сила затяжки будет равна 128502=6425Н
Для выбранного болта М16
Болты подходят по условию прочности.
Л. П. Варламова В. П. Тибанов. Детали машин. Соединения.
— МГТУ им. Н. Э. Баумана 1999.
Детали машин. Атлас конструкций. — М. Машиностроение 1979.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование.
— М.: Высшая школа 1990.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин.
— М.: Высшая школа 1985.
Решетов Д. Н. Детали машин. — М.: Машиностроение 1989.
Расчет на прочность деталей машин. Справочник. Биргер И.А. Иосилевич Г.Б. М. Машиностроение 1993г 639с