Бурильно-крановая машина ДТ-75 проектирование и чертежи

ПТМ 4 курс.docx

Федеральное государственное образовательное учреждение
Высшего профессионального образования
Вологодская государственная молочнохозяйственная академия
имени Н.В. Верещагина
Кафедра графики и технической механики
«Проектирование бурильно-крановой машины»
Коэффициент трения по стали f = 07 ;
Грузоподъемность mг = 2500 кг
Высота подъема груза h = 5 м
Скорость подъема V = 15 ммин
Приняв кратность полиспаста u в зависимости от грузоподъемности и типа каната или рассчитав по предварительной схеме определяем максимальное усилие натяжения каната.
где: - грузоподъемная сила состоящая из массы груза и массы грузозахватного органа (крюковой обоймы); mk - для одинарного полиспаста ; .
mk - масса крюковой обоймы кг;
mг - масса груза кг;
z - число ветвей каната;
u - кратность полиспаста;
- к.п.д. полиспаста определяемый расчетом или по таблице.
Согласно правилам Госгортехнадзора канат подбирается по разрывному усилию Fр.
где: S - запас прочности выбираемый в зависимости от назначения
каната и режима работы;
Fmax - максимальное усилие натяжения каната.
Действительное разрывное усилие подбираем по таблицам.
Учитывая незначительную длину каната выбираем для механизма подъема барабан с винтовой канавкой. В этом случае наибольшей износостойкостью обладает канат типа ЛК-Р.
По таблице необходимо подобрать канат.
КАНАТ 68-Г-I-Л-Н-1667 ГОСТ 3088-80
Рис.2. Сечение пряди.
Расчет деталей крюковой обоймы.
1. Подбор крюка и упорного подшипника.
По грузоподъемной силе и режиму работы определяем номер крюка а по номеру крюка определяем диаметр нарезной части хвостовика крана d0 и не нарезанной части d1. ГОСТ 6627-74.
Грузоподъемная сила:
Размеры хвостовика:
Проверяем крюк в опасном сечении.
где: Fg - грузоподъемная сила Н;
dвн - внутренний диаметр хвостовика крюка;
[] - допускаемое напряжение для крюка [] = (50 60) МПа.
Из расчета на смятие определяем минимально допустимую высоту гайки.
p - шаг резьбы 3.с.627;
q - допускаемое давление q = 30 40 МПа;
d0 - диаметр резьбы нарезной части хвостовика крюка.
Подбираем стандартную корончатую гайку по наружному диаметру резьбы хвостовика так чтобы для высоты стандартной гайки hг выполнялось условие:
Гайка М 30 ГОСТ 5918-73
По диаметру нарезной части хвостовика крюка d1 и статической нагрузке Fст которая должна быть больше или равна грузоподъемной силы с учетом коэффициента безопасности подбираем упорный шариковый радиальный подшипник.
Записываем номер подшипника нагрузку Fст и диаметр Dn.
к - коэффициент безопасности для деталей крюковой обоймы;
Выбираем подшипник: №8106
Вычерчиваем эскиз хвостовика крюка.
Рис 3. Хвостовик крюка
Ширина тела траверсы конструктивно принимается:
где: Dn - наружный диаметр подшипника мм.
Траверса испытывает напряжение изгиба от усилия Fg которая при наличии упорного подшипника равномерно распределяется по площади.
где: Lp - расчетная длина тела траверсы мм;
Fg - грузоподъемная сила Н;
Dn - наружный диаметр подшипника мм.
где: Lt - длина траверса;
n - толщина планки 6 16 мм.
Высота траверсы определяется:
где: Мизг - изгибающий момент Н·мм;
Вт - ширина тела траверсы мм;
dт - диаметр отверстия под не нарезанную часть хвостовика мм.
Принимаем размер тела траверсы:
где: d1 - внутренний диаметр подшипника.
Диаметр цапфы траверсы определяется конструктивно:
где: Нт - расчетная высота траверсы мм.
Цапфа рассчитывается на изгиб и на смятие:
где: - расчетная длина цапфы мм.
где: - допустимое напряжение смятия.
Вычерчиваем эскиз траверсы:
Наименьший допустимый диаметр блока по дну канавки определяется:
где: dк - диаметр каната;
e - коэффициент зависящий от типа крана и режима работы.
Ширина блока выбирается по нормали ПТМ 12-62 в зависимости от диаметра каната.
Из расчета на изгиб определяем диаметр оси блока.
где: Мизг - изгибающий момент принимаемый.
l - плечо действия силы мм.
где: LT - длина траверсы выбирается из наибольшего значения Bт или K*Bб;
n - толщина планки 6 16 мм;
[] - допускаемое напряжение [] = 80 МПа.
Полученный диаметр оси блока округляем под подшипник качения.
Выполняем эскиз блока.
Минимальная ширина планки первоначально определяется из расчета на разрыв:
где: Fg - грузоподъемная сила кН;
[] - допускаемое напряжение разрыва [] = 80 МПа;
п - толщина планки мм.
Из расчета на срез определяется размер:
п - толщина планки мм ;
[]ср - допускаемое напряжение среза []ср = 40 75 МПа.
В этом случае толщина планки определяется:
dmax - подставляется больший диаметр dб и dп.
При малых нагрузках:
где: dmax - подставляется больший диаметр dб и dп.
Из полученных трех значений выбираем наибольшее Вп.
Выполняем эскиз планки.
5. Подбор радиальных подшипников.
Скорость движения каната:
Частота вращения блока:
Приведенная нагрузка:
где: Х = 1 Y = 1 Кт = 1 Кб = 1.
По диаметру оси блока dб подбираем шариковый подшипник записываем его диаметр и нагрузку:
Подшипник № 307; СДИН = 618 кН.
Расчетный ресурс в млн оборотах:
Диаметр барабана по дну каната принимаемся равным размеру блока Dб.=120 мм
Диаметр барабана замеренный по центрам намотанного каната:
где: dк - диаметр каната мм;
Dб - диаметр барабана по центрам намотанного каната мм.
Внутренний диаметр барабана:
где: Dб - диаметр барабана по центрам намотанного каната мм;
б - толщина стенки барабана мм.
По правилам Госгортехнадзора толщина стенки барабана должна быть не менее 12 мм.
Полная длина барабана определяется по формуле:
iн - количество витков на барабане.
Н - высота подъема груза;
Dн - диаметр барабана по центрам намотанного каната;
(35 4) - дополнительные витки (15 2) витка для крепления каната и
еще (15 2) витка для разгрузки крепления;
dк - диаметр каната.
Стремясь к снижению напряжений в стенке барабана принимаем соотношение размеров l ≤ 3Dб . 2904 ≤ 360 так как условие выполняется принимаем Dб = 120 мм.
Барабан рассчитывается только на смятие:
Принимаем материал Чугун – СЧ 1532.
Стремясь к снижению напряжений в стенке барабана принимаем соотношение размеров l ≤ 3Dб . 290 ≤ 450.
Вычерчиваем эскиз барабана.
Расчет крепления каната.
Натяжение закрепленного конца каната:
где: f - коэффициент трения каната о барабан f = 016;
α - угол обхвата барабана α = 3;
e - основание натурального логарифма e = 271.
При этих данных можно принять:
Задаемся условием что сила трения каната о прижимную накладку и барабан равны натяжению закрепленного конца каната тогда сила натяжения накладок на канат
где: F - натяжение закрепленного каната кН;
f1 - приведенный момент трения при наличии трапецеидальной канавки
f - коэффициент трения каната о барабан f = 016.
По диаметру каната dк мм подбираем накладку выбираем диаметр болта крепления d2. По наружному диаметру резьбы d2 мм подбираем внутренний диаметр резьбы dвн2.
Болт М10 dвн2 = 838 к = 15.
Определяем количество винтов:
Fn - сила натяжения накладок на канат кН;
[] - допускаемое напряжение для стали 3: [] = 80 МПа;
dвн 2 - внутренний диаметр резьбы мм.
dк - диаметр каната мм;
Принимаем z1 = 11 винтов.
Схема крепления каната.
Рис.8. Крепление каната.
Частота вращения барабана:
где: Vср - скорость скольжения каната ммин;
Dн - диаметр барабана по центрам намотанного каната мм.
Передаточное число механизма:
где: nдв - частота вращения двигателя обмин;
nб - частота вращения барабана обмин.
По передаточному числу частоте вращения быстроходного вала режиму работы и потребной мощности подбираем крановый двухступенчатый цилиндрический редуктор. Записываем марку передаточное число u и максимальную мощность Рпот кВт.
Редуктор Ц2 – 250; Uр = 20; .
Статический момент груза приведенный к валу электродвигателя:
где: z - количество ветвей барабана намотанных на барабан;
Dн - диаметр барабана по центрам намотанного каната м;
up - передаточное число механизма;
Определяем расчетный тормозной момент
где: Тс - статический момент груза Н·м;
кт - коэффициент запаса торможения зависящий от режима работы.
По режиму работы и расчетному тормозному моменту подбираем тормоз:
Определение параметров винта.
Диаметр винта – один из конструктивных диаметров определяющих производительность. С достаточной степенью точности для определения диаметра винта можно использовать уравнение:
где Д – диаметр шкива м;
kп – дифференциальный коэффициент который можно определить по соотношению:
kп. гор. – дифференциальный коэффициент для горизонтального шнека выбираемый по таблице;
k – коэффициент учитывающий угол наклона;
kр – показатель влияющий на равномерность подачи измельчение и истирание груза а в конечном итоге – на расход мощности:
ρ – плотность груза т м3;
n – частота вращения винта мин-1.
Q = 04 470321702 = 27 тч;
Крутящий момент на валу винта:
Т0 = 975030 793 = 368 Нм.
Осевое усилие на валу винта:
F0 = 2Т0 kYДtg(α + ρ1) (38)
где ky – коэффициент учитывающий радиус приложения усилия
Д – диаметр винта в м;
α – угол подъема винтовой линии определяемый из соотношения:
α = arctg(р Д) = 86;
ρ1 – угол трения гуза о винт f = tgρ1;
ρ1 = arctg(f) = 386;
f – коэффициент трения груза о винт.
F0 = 2368 0704tg(86 + 386) = 2434 Н.
Рассматриваем вал конвейера как многоопорную разрезную балку рассчитываемую на сложную деформацию от крутящего момента Т0 растягивающей силы F0 и изгибающей распределенной нагрузки.
Распределенная нагрузка:
где Fп – поперечная нагрузка равная:
Fп = 2Т0l kyДl1 (41)
l1 – длина винта на участке с учетом подвесных опор.
Fп = 236835 07043 = 3067 Н.
q = 3067 35 = 876 Н м.
Изгибающий момент в середине отрезка винта:
Mс = 8761225 8 = 1341 Нм.
Определяем диаметр вала из условия действия кручения и изгиба при допускаемом напряжении []из = 60 МПа.
Момент сопротивления сечения:
Wр = (Mc2 + T02) []из2 (43)
Wр = (13412 + 3682) 602 = 23200 мм3.
Вал винта целесообразно выполнить из трубы.
Наружный диаметр трубы:
Дт = Wр 01(1 – α4) (44)
Дт = 23200 01(1 – 084) = 85 мм.
Принимаем наружный диаметр трубы Дт = 85 мм.
Внутренний диаметр трубы:
dт = Дт α = 8508 = 68 мм.
Проверка винта на прогиб.
Прогиб вала в центре пролета:
yc = 5ql4 384EI (45)
I – момент инерции сечения трубы.
I = 64(Дт4 – dт 4) (46)
I = 0049(52200625 – 21381376) = 1510143 мм.
yc = 51010330004 3842105 = 64611 мм4.
Расчет крепления хвостовика.
Рис. 4 Крепление хвостовика.
Производим проверку сварного шва по соотношению:
’ = 6Т0 Slш2 + F0 Slш ≤ [’] (47)
[’] – допускаемое напряжение [’] = 125 МПа.
’ = 6368103 32672 + 2434 3267 = 133 МПа ≤ 125 МПа.
Список литературных источников.
Павлов Н. Г. Пример расчетов кранов. Л. Машиностроение. 1976
Красников В. В. Подъемно – транспортные машины. И. Агропромиздат. 1987.
Васильев В. З. и др. Справочные таблицы по деталям машин. т. 1. М. Машиностроение. 1965.
Васильев В. З. и др. Справочные таблицы по деталям машин. т. 2. М. Машиностроение. 1966.
Васильев В. З. и др. Справочные таблицы по деталям машин. Дополнение. М. Машиностроение. 1966.
Чернавский С. А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М. Машиностроение. 1988.

2.4!.cdw

ошибки.docx

2.5. Подбор радиальных подшипников.
Скорость движения каната:
Частота вращения блока:
Приведенная нагрузка:
где: Х = 1 Y = 1 Кт = 1 Кб = 1.
По диаметру оси блока dб подбираем шариковый подшипник записываем его диаметр и нагрузку:
Подшипник № 407 ГОСТ 8338-75; СДИН = 553 кН.
Расчетный ресурс в млн оборотах:
Расчет устойчивости.
) Коэффициент продольной устойчивости
Мо – момент силы тяжести противовеса Мк - момент силы тяжести грузоподъемника Мв – сумма моментов от ветровой нагрузки Ми - сумма моментов сил инерции грузи и грузоподъемника Мf – момент силыф трения и деформации связных грузов МFo – момент суммарных сил отрыва груза.
Мо = Fo((ln+b)cosα-hnsinα (50)
Fo- сила действующая на противовес ln – расстояние от точки соединения крана с трактором до центра тяжести трактора b - расстояние от точки соединения крана с трактором до точки опоры hn – высота центра тяжести противовеса α – угол уклона.
ко – коэффициен длягруза (ко =15 4) m – масса противовеса(трактора)
Мо = 2·6126((2+05) ·0.996-0.1) =292кН·м
Мк = Fк((с+b)cosα-hкsinα (52)
Fк- сила действующая на грузоподъемник (Fк= 6кН) с = ln hк – высота центра тяжести крана.
Мк = 2·3 ((05+2)0.996-0.1) =15кН·м
Мв = Мв.г +Мв.к = F в.г ·h в.г + F в.к ·h в.к (53)
Мв = 10·1+10·1 = 20 кН·м
Ми = mk (L-b)vt + mkhkVt (54)
mk – масса груза L- длина трактора vt – ускорение при начале и остановки движения груза.
Ми = 25(15-22) ·025+25·25·025 = 55 кН·м
Mf = 2·10·2.5·1=50 кН·м
МFo= 1м10·6126·4 = 250 кН·м
) Поперечная устойчивость
Поперечная устойчивость может быть нарушена при агрегата на поворота. При повороте на косогоре на агрегат действуют суммарная сила F = g(m+mп+mт) и сила инерции Fи приложенная в центре тяжести. При этом условие равновесия имеет вид
Подставив в данное выражение значения s cosα=h; Fи=mv2R и преобразовав его получим
При α=0 т.е. на горизонтальной плоскости и [ tg]=bh имеем tg [ tg] или m2gR bh. Отсюда допускаем скорость поворота и радиус поворота
Таким образом при скорости поворота 2 5 мс минимальный радиус поворота составит R = 2· (2 5)10·1 = 04 1м

2.3.cdw

2,0.cdw

технической механики

Чертеж ПТМ (общий вид).cdw

технической механики

Спецификация.doc

ФоЗПозОбозначение Наименование КолПримеча-н
А1 КП 315.01.00.000 CБ Чертеж общего вида 1
А4 Пояснительная записка 1
КП 315.05.00.002 CБ Вал барабана 1
КП 315.05.00.003 CБ Барабан 1
КП 315.05.00.004 CБ Подпятник 1
КП 315.05.00.001 CБ Крышка подпятника 1
КП 315.05.00.001 CБ Зубчатое колесо 1
КП 315.05.00.001 CБ Крышка 2
Стандартные изделия
КП 315.05.00.001 CБ 1
Болт М6-8gx20 ГОСТ 15589-704
Шайба 16 ГОСТ 6402-70 2
Подшипник 32610 ГОСТ 2
Манжета 1.1-60x80-1
Болт М16-8gx28 ГОСТ 2
Манжета 2.1-50x70-1
КП 315.05.00.000.СБ
Разраб.Кондаков Механизм Лит