Расчет мостового крана 8 т

чертеж.dwg

ВолгГАСУ гр. ПГС-1-08
Кран мостовой Чертеж общего вида
КП.ГПМ.010.813.КМ.00.00.00.ВО
Техническая характеристика 1. Грузоподъемность
т. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .8 2. Высота подъема груза
м. . . . . . . . . . . . . . . . . .7
%. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .25 5. Скорость
мс: подъема груза. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .0
6. Электродвигатель механизма: подъема груза: тип. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . А2-71-6 мощность
кВт. . . . . . . . . . . . . . . . .17 частота вращения
обмин. . . . . . .970 7. Редуктор механизма: подъема груза: тип. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ц2-400 передаточное число. . . . . . . . . . .50
8. Тормоз механизма подъема груза: тип. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .ТТ-250 тормозной момент
Нм. . . . . . . . . .400 "

еще лучше курсач.docx

Федеральное агентство по образованию Российской Федерации
Волгоградский государственный архитектурно-строительный университет
Кафедра механизации и автоматизации строительного производства
Курсовой проект по дисциплине: Строительные машины
Расчет механизма подъема мостового крана
Назначение и область применения проектируемого изделия
1 Описание и обоснование варианта проектируемого механизма
Расчеты подтверждающие работоспособность и надежность механизма подъема груза
1 Цель и задачи расчета
2 Выбор схемы полиспаста
3 Определение максимального усилия в канате
4 Определение разрывного усилия в канате и выбор каната
5 Определение параметров барабана
6 Определение длины каната
7 Определение длины барабана
8 Определение толщины стенки барабана
9 Определение частоты вращения барабана
10 Определение статической мощности двигателя выбор типового электродвигателя
11 Определение силовых и кинематических параметров привода
12 Определение расчетной мощности редуктора и его выбор
13 Определение расчетного момента и выбор муфты
14 Выбор материала зубчатых передач
15 Определение допускаемых напряжений
16 Расчет зубчатых передач
18 Определение статического момента на валу двигателя при подъеме груза
19 Определение номинального момента на валу двигателя
20 Определение среднего пускового момента
21 Определение фактической скорости подъема груза
22 Определение времени пуска двигателя при подъеме груза
23 Определение фактической частоты вращения барабана
24 Определение максимального ускорения при подъеме груза
25 Определение тормозного момента и выбор тормоза
26 Определение времени торможения при опускании груза
27 Определение пути торможения
28 Определение максимального времени торможения
29 Определение замедления при торможении
30 Расчет оси барабана
31 Подбор подшипников и проверка их на долговечность
32 Расчет шпонки на тихоходном валу двигателя и проверка на прочность
33 Крепление конца каната на барабане
34 Выбор крюковой подвески
Рассчитать и спроектировать кран грузоподъемный по следующим исходным данным.
Грузоподъемность т 80
Скорость подъема груза мс 02
В расчетно-графической работе приведены результаты проектирования механизма подъема груза мостового крана.
В работе изложены решения следующих задач:
выбор полиспаста крюка с крюковой подвеской типового электродвигателя редуктора муфт и тормоза;
выбор и расчет каната;
расчет геометрических параметров каната;
выбор схемы и способа крепления конца каната на барабане;
выбор подшипников и их проверочный расчет.
В современных условиях поточного и автоматизированного производства значение подъемно-транспортных машин качественно изменилось. Они вышли за рамки своего первоначального назначения – вспомогательного оборудования для механизации трудоемких процессов производства – и являются связующими звеньями в технологической цепи обеспечивающими непрерывность производства основным регулятором поточного производства ограниченной частью технологических процессов определяющих ритм и производительность основного оборудования предприятия. Подъемно-транспортные устройства являются основой комплексной механизации и автоматизации производственных процессов. От правильного выбора наиболее рациональных машин зависит высокопродуктивная работа всего предприятия.
Конструкция подъемно-транспортных машин непрерывно совершенствуется в связи с чем возникают новые задачи по расчету проектированию исследованию и выбору оптимальных параметров машин обеспечивающих высокие технико-экономические показатели и качество машин.
Мостовые краны предназначаются для выполнения погрузочно-разгрузочных и транспортных операций в цехах современных промышленных предприятий на монтажных и контейнерных площадках в открытых и закрытых складах. Они перемещаются по рельсовым путям расположенным на значительной высоте от пола мало занимают полезного пространства цеха и обеспечивают обслуживание почти всей площади цеха. На открытых складах монтажных и контейнерных площадках используют мостовые краны перемещающиеся по рельсовым путям расположенным на земле (козловые краны).
Краны общего назначения состоят из двух основных узлов :
А) моста с механизмом передвижения крана и кабиной;
Б) тележки с механизмами главного подъема и во многих случаях вспомогательного подъема и передвижения тележки.
Каждый из этих узлов представляет собой блочную унифицированную конструкцию и в свою очередь состоит из блочных же металлоконструкций и механизмов.
Мост состоит из двух продольных и двух поперечных (концевых) балок связанных друг с другом в единую жесткую раму. На одной или обеих площадках приваренных к продольным балкам моста смонтирован механизм передвижения крана при помощи которого кран передвигается вдоль пролета. По рельсам уложенным на продольных балках моста передвигается тележка со смонтированными на ней механизмами и грузом.
Все механизмы кранов имеют самостоятельные электродвигатели и приводятся в действие независимо друг от друга при этом применяется как переменный так и постоянный ток. Общее питание электроэнергией осуществляется от цеховых троллеев расположенных вдоль подкранового пути а для механизмов тележки от троллеев расположенных на площадках моста управление электродвигателями осуществляется при помощи контроллеров из кабины подвешенной к мосту крана.
Все механизмы этих кранов смонтированы на подшипниках качения; применение цветных металлов для подшипников полностью исключено.
Мостовой кран (рис. 1) состоит: из грузоподъемной тележки 3 включающей механизм подъема 9 грузозахватное устройство 6 механизм передвижения 10 и из моста 4 представляющего собой две сплошные (или решетчатые) фермы присоединенные к концевым балкам 11 в которые вмонтированы приводные 13 и неприводные 12 колеса. Механизм передвижения моста 1 и 5 имеет привод от одного или двух двигателей. Аппаратура управления всеми приводами расположена в кабине 2.
Электрические подъёмные краны - это устройства служащие для вертикального и горизонтального перемещения грузов. Подвижная металлическая конструкция с расположенной на ней подъемной лебёдкой являются основными элементами подъёмного крана. Механизм подъемной лебёдки приводится в действие электрическим двигателем.
Подъемный кран представляет собой грузоподъемную машину циклического действия предназначенную для подъема и перемещения груза удерживаемого грузозахватным устройством (крюк грейфер). Он является наиболее распространенной грузоподъемной машиной имеющей весьма разнообразное конструктивное исполнение и назначение.
Мостовой кран представляет собой мост перемещающейся по крановым путям на ходовых колесах которые установлены на концевых балках. Пути укладываются на подкрановые балки опирающиеся на выступы верхней части колонны цеха. Механизм передвижения крана установлен на мосту крана. Управление всеми механизмами происходит из кабины прикрепленной к мосту крана. Питание электродвигателей осуществляется по цеховым троллеям. Для подвода электроэнергии применяют токосъемы скользящего типа прикрепленные к металлоконструкции крана. В современных конструкциях мостовых кранов токопровод осуществляется с помощью гибкого кабеля. Привод ходовых колес осуществляется от электродвигателя через редуктор и трансмиссионный вал.
Любой современный грузоподъемный кран в соответствии с требованиями безопасности может иметь для каждого рабочего движения в трех плоскостях следующие самостоятельные механизмы: механизм подъема - опускания груза механизм передвижения крана в горизонтальной плоскости и механизмы обслуживания зоны работы крана (передвижения тележки).
Кинематическая схема механизма подъема с крюковой подвеской показана на рисунке. Электродвигатель 1 соединен с цилиндрическим редуктором 4 при помощи муфт 2 и 3; полумуфта 3 со стороны редуктора выполнена с тормозным шкивом на котором установлен колодочный тормоз. Редуктор 4 соединен с барабаном 5. На барабан наматывается канат полиспаста 6 с грузозахватным приспособлением 7.
Рис. 2. Механизм подъема мостового крана
Общий расчет механизма подъема груза включает с себя:
- выбор полиспаста крюка с крюковой подвеской типового электродвигателя редуктора муфт и тормоза;
- выбор и расчет каната;
- расчет геометрических параметров каната;
- выбор схемы и способа крепления конца каната на барабане;
- выбор подшипников и их проверочный расчет
2 Выбор схемы полиспаста
В механизмах подъема с непосредственной навивкой каната на барабан обычно применяют сдвоенный полиспаст при использовании которого обеспечивается вертикальное перемещение груза одинаковая нагрузка на подшипники барабана и на ходовые колеса тележки не зависимо от высоты подъема груза.
Для крана грузоподъемностью 8 Т принимаем сдвоенный полиспаст (а = 2) кратностью i = 2 (табл. 1).
Кратность полиспаста i при различных грузоподъемностях Таблица 1
Характер навивки каната на барабан
при грузоподъемности т
непосредственно (например мостовые краны тали)
через направляющий блок
Рис. 3. Схема полиспаста крана грузоподъемностью 8 т.
– барабан 2 – блок 3 – траверса 4 – крюк 5 – трос
Максимальное натяжение в канате набегающем на барабан при подъеме груза определяют по формуле
где z - количество ветвей на которых висит груз
При сбегании каната с подвижного блока к. п. д. полиспаста
где — к.п.д. блока с учетом жесткости каната;
для блока на подшипниках качения = 098 ÷ 097
на подшипниках скольжения = 096 ÷ 095.
При сбегании каната с неподвижного блока следует определить по формуле
где пб — количество направляющих блоков.
Максимальное натяжение для случая сбегания каната с неподвижного блока
4 Определение разрывного усилия в канате и выбор каната
Канат выбираем по разрывному усилию:
SP ≥ Smax nk = 2160 55 = 11880 кГ
где nк — коэффициент запаса прочности каната принимаемый по табл. 2.
Запасы прочности канатов Таблица 2
грузовые и стреловые
Из [1 прил. 1] выбираем канат стальной типа ЛК-3 конструкции 6х25(1+6; 6+12)+1 о.с ГОСТ 7665-80 диаметром d=145 мм при расчетном пределе прочности проволок = 200 кГмм2 площадью сечения всех проволок FK = 775 мм2 и разрывным усилием Sр = 122 500 Н.
Рис. 4. Схема сечения каната двойной свивки типа ЛК – З конструкции 6х25(1+6; 6+12)+1 о.с ГОСТ 7665-80
Основные параметры каната Таблица 3
Масса 1000м каната кг
Маркировочная группа МПа
Разрывное усилие каната Н не менее
Фактический коэффициент запаса прочности каната
5 Определение параметров барабана
Диаметр барабана и блока по средней линии навитого каната равен
где dк – диаметр каната мм dк = 145 мм;
e – коэффициент зависящий от типа машины привода и режима работы по таблице 4.
Диаметр блока и барабана по дну канавки
Наименьшие допускаемые значения коэффициента e Таблица 4
Режим работы механизма
грузоподъемные машины всех типов за исключением стреловых кранов электроталей и лебедок
6 Определение длины каната
Принята конструкция крепления каната к барабану прижимной планкой имеющей трапецеидальные канавки (рис. 25).
Рис.5. Схема крепления каната к барабану.
Канат удерживается от перемещения силой трения возникающей от зажатия его между планкой и барабаном двумя болтами (шпильками). Начиная от планки (точка Б) предусматривают дополнительные витки (15—2) способствующие уменьшению усилия в точке закрепления каната. Диаметр барабана принимаем 400 мм.
Длина каната навиваемого на барабан с одного полиспаста
где h – высота подъема груза м;
Uп – кратность полиспаста Uп = 2;
Z1 – число запасных витков на барабане до места крепления каната Z1 = 15÷2 принимаем Z1 = 2;
Z2 – число витков каната находящихся под прижимным устройством на барабане Z2 = 3÷4 принимаем Z2 = 3.
7 Определение длины барабана
Рис. 6. Длина барабана
При расчете рабочей длины барабана следует учесть что в проектируемом механизме полиспаст сдвоенный. Тогда рабочая длина барабана для каната свиваемого с одного полиспаста будет равна
где tб – шаг винтовой линии [8 прил. XIV] tб =17 мм.
S – Ненарезанная часть барабана необходимая для закрепления его в станке при нарезке канавок мм.
По номинальной грузоподъемности Q=8т выбираем крюк однорогий тип Б удлиненный № 15Б в соответствии с [5 прил. XI] и определяем необходимые технические данные для данной крюковой подвески.
Узлы механизмов. Подвески крюковые. Технические данные. Таблица 5
Полная длина барабана для сдвоенного полиспаста
где В – расстояние между осями крайних блоков крюковой подвески.
Так как длина барабана меньше трех его диаметров то выполнение проверочного расчета на изгиб не требуется.
Толщину стенки барабана определяют из условий сжатия учитывая что он нагружен равномерно распределенной нагрузкой вследствие огибания его натянутым канатом силой Smax.
Толщина стенки барабана из расчета на сжатия
где коэффициент учитывающий влияние изгибающих напряжений которые возникают при навивке каната
коэффициент отражающий влияние на нагрузку барабана деформаций стенки и каната определяется по формуле:
где Ек – модуль упругости каната для шестипрядных канатов с органическим сердечником Ек = 88260 Нмм2
Ак =04dк2 – площадь сечения всех проволок каната мм2;
Еб – модуль упругости стенки барабана для чугунных барабанов Еб = 98000 Нмм2;
допускаемое напряжение сжатия Нмм2;
Для чугуна допускаемое напряжение сжатия:
где предел прочности Нмм2 для чугуна СЧ28 в соответствии с [2] ;
n – запас прочности для чугунных барабанов n = 40 425
Из условия технологии изготавливаемых литых барабанов толщина стенки должна быть не менее мм
где D – диаметр барабана по дну канавки мм
9 Определение частоты вращение барабана
Частота вращения барабана
где скорость подъема груза ммин
Максимальная статическая мощность двигателя которую должен иметь механизм в период установившегося движения при подъеме номинального груза равна
где предварительное значение КПД механизма
Силовые и кинематические параметры Таблица 6
Наименование характеристики
Nбыст = Nэл дв муф подш = 1882 098 099 = 1826 кВт
Nпром = Nбыст подш зуб зац гидр = 1826 099 096 099 = 1718 кВт
Nтих = Nпром подш зуб зац гидр = 1718 099 096 099 = 16165 кВт
Nр м = Nтих отк пер раб мех = 16165 095 095 = 1459 кВт
Частота вращения n обмин. Угловая скорость с-1
nэл дв = 970; = 97030 = 10158
nбыст = nэл дв = 970; = 97030 = 10158
nпром = nбыст = 3592630 = 3762
nтих = nпром = 1718930 = 18
nр м = nтих = 19130 = 18
Крутящий момент М Нм
Мэл дв = Nэл дв 103 = 18803
Мбыст = Мэл дв муф подш = 18803 098 099 =18243
Мпром = Мбыст подш зуб зац гидр iбыст = 18443 099 096 099 27= 46345
Мтих = Мпром подш зуб зац гидр iтих= 1718 099 096 099 209 = 91136
Мр м = Мтих отк пер раб мех iраб = 91136 095 095 9 = 740252
По режиму работы и мощности двигателя по [15 табл. 8] выбираем электродвигатель серии А2-71-6.
Основные технические данные выбранного электродвигателя Таблица 7
Мощность на валу при ПВ = 25% кВт
Редукторы для механизма подъема выбирают исходя из расчетной мощности крутящего момента или частоты вращения быстроходного вала передаточного числа редуктора и режима работы. Для горизонтальных
где kp – коэффициент учитывающий условия работы редуктора для приводов механизмов подъема грузов kp = 1.
При выборе редуктора должны соблюдаться условия касающиеся прочности долговечности и кинематики редуктора.
Первое условие – расчетная мощность редуктора на быстроходном валу не должна превышать номинальную мощность на быстроходном валу редуктора
Второе условие – передаточное число редуктора не должно отличаться от требуемого передаточного числа более чем на ±15%
Требуемое число редуктора равно
где nдв – частота вращения двигателя мин-1;
nб – частота вращения барабана мин-1.
По [8 прил. ХХХIX] в соответствии с расчетной мощностью частотой вращения быстроходного вала режимом работы и передаточным числом выбираем редуктор Ц2 – 400.
Основные параметры редуктора Ц2 Таблица 8
Максимальная мощность на быстроходном валу кВт
Частота вращения быстроходного вала обмин
Проверяем второе условие
что меньше допускаемых 15%
Рис. 7. Общий вид концов валов редуктора Ц2; а) – тихоходного; б) – быстроходного
Геометрические параметры концов валов редуктора Ц2 Таблица 8
Типоразмер редуктора
Допустимая величина предельного момента передаваемого редуктором:
где NР = 5094 кВт — табличное значение мощности при среднем режиме и
Мр — табличное значение момента выбранного редуктора;
- кратность пускового момента принимаемая в зависимости от режима работы =16
Определяем число оборотов барабана:
12 Определение статического момента на валу двигателя при подъеме и опускании груза
Статический момент на валу двигателя при подъеме грузов различных по весу определяется по формуле
а – число ветвей навиваемых на барабан;
КПД механизма на подшипниках качения
Статический момент на валу двигателя при опускании номинального груза
Расчетный момент для выбора муфты с тормозным шкивом Нм
где Ммн – номинальный момент муфты Нм принимается равным Мс;
k1 – коэффициент учитывающий степень ответственности механизма k1=13;
k2 – коэффициент учитывающий режим работы механизма при среднем режиме k2 = 12.
По [8 прил. XLIV] между двигателем и редуктором устанавливаем зубчатую муфту с тормозным шкивом DT = 400 мм имеющую следующую характеристику: модуль зубчатого зацепления 3 мм число зубьев 48 вес 865 кг наибольший передаваемый крутящий момент 575 кГм момент инерции Ju = 01375 кГ м с2.
Наиболее распространенный материал зубчатых колес – сталь и низколегированная сталь. Для равномерного изнашивания зубьев твердость после термообработки шестерни назначается больше чем у колеса на НВ = 20÷50.
Выбираем по [4 табл. 3] углеродистую сталь Ст6 45 улучшенная термообработанная.
НВшест=269÷302 НВ шест ср=2855
НВкол=235÷262 НВ кол ср=2485
Разница улучшений равна 37 что входит в промежуток [30;50].
Вычисляем контактные напряжения для шестерни и колеса:
[к]ш=18НВ шест ср+67=182855+67=5809 Нмм2
[к]к=18НВ кол ср+67=182485+67=5143 Нмм2
Вычисляем напряжения на изгиб для шестерни и колеса:
[из]ш=103НВ шест ср =1032855=29406 Нмм2
[из]к=103НВ кол ср =1032485=25595 Нмм2
По [5] формула для нахождения межосевого расстояния:
где kn – коэффициент прямозубой передачи kn = 495;
М – крутящий момент на валу редуктора Нм;
а – коэффициент ширины венца а = 0225;
k – коэффициент учитывающий неравномерность нагрузки k = 1
Нормальный модуль мм:
где d – делительный диаметр мм;
b – ширина венца зубчатого колеса мм
Валы при работе испытывают сложную деформацию - изгиб и кручение. Расчет валов начинают с выбора материала вала. Рекомендуется изготавливать валы из стали 45; 40Х. Проектирование вала ведут в два этапа. На первом этапе проводят ориентировочный расчет конца выходного вала из расчета на чистое кручение
где Мк – крутящий момент на валу (Нм)
[к] – допускаемые напряжения на кручение [к] = 10-20 Нмм.
На втором этапе после того как установлены основные размеры ступеней валов проводят проверочный расчет на прочность по напряжениям изгиба и кручения определяя расчетные коэффициенты для опасных сечений:
где n – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;
n - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
При этом расчетный коэффициент запаса прочности должен быть больше допускаемого (n > [n] [n] = 17-25).
Для углеродистой стали Ст6 45 n = 253 n = 1082.
что удовлетворяет условию.
18 Определение среднего пускового момента
Для двигателя с короткозамкнутым ротором можно принимать
где Мmax – максимальный момент двигателя Нм.
где максимальная кратность пускового момента
Принимаем Мср.п. = 250 Нм.
19 Определение фактической скорости подъема груза
Действительная скорость подъема груза
20 Определение номинального момента на валу двигателя
Номинальный момент на валу двигателя Нм
где Р – мощность электродвигателя кВт;
n – число оборотов электродвигателя мин-1.
21 Определение времени пуска двигателя при подъеме груза
Время пуска при подъеме груза с
nдв – частота вращения вала электродвигателя мин-1;
v – фактическая скорость подъема груза мс v = 0152 мс;
Мср.п. – средний пусковой момент двигателя Нм;
Мс – момент статического сопротивления на валу двигателя Нм.
где Ip – момент инерции ротора двигателя кгм2;
Iм – момент инерции муфты кгм2.
22 Определение фактической частоты вращения барабана
Фактическая частота вращения барабана мин-1
23 Определение максимального ускорения при подъеме груза
Максимальное ускорение при подъеме груза мс2
Такое ускорение удовлетворяет требованиям для кранов общего назначения.
24 Определение тормозного момента и выбор тормоза
Момент статического сопротивления на валу электродвигателя при торможении механизма Нм
Тормоз выбирается по расчетному тормозному моменту Нм
где kT – коэффициент запаса торможения для среднего режима kТ = 175.
При выборе типоразмера тормоза проверяем условие: номинальный тормозной момент должен быть не меньше расчетного
Выбираем колодочный тормоз с приводом от электрогидравлических толкателей.
Техническая характеристика и основные размеры тормоза ТТ-250 Таблица 10
Тормозной момент кГсм
Продолжение таблицы 10
Рис. 8. Тормоз колодочный ТТ-250
25 Определение времени торможения при опускании груза
Время торможения при отпускании груза с
26 Определение пути торможения
Путь торможения механизма подъема груза м
где ks – коэффициент учитывающий режим работы механизма ks = 17.
27 Определение максимального времени торможения
Время торможения в предположении что скорости подъема и опускания груза одинаковы с
28 Определение замедления при торможении
Замедление при торможении мс2
где [aT] – допускаемое замедление для кранов работающих с лесоматериалами и с сыпучими материалами [aT] = (06 09)мс2.
29 Расчет оси барабана
В нашей конструкции установки барабана механизма подъема кранов общего назначения соединение оси барабана с тихоходным валом редуктора осуществляется с помощью специальной зубчатой муфты (рис. 9).
Рис. 9. Расчетная схема оси барабана со сдвоенным полиспастом
При этом конец вала редуктора выполняют в виде зубчатой шестерни которая входит в зацепление с венцом закрепленным на барабане. Крутящий момент от вала редуктора передается через зубчатое зацепление на венец-ступицу и далее через болты на обечайку барабана.
Ось барабана испытывает напряжение изгиба от действия усилий двух ветвей каната при сдвоенном полиспасте а также от собственного веса барабана (при расчете обычно весом барабана пренебрегают). При сдвоенном полиспасте положение равнодействующей натяжений каната относительно опор оси остается неизменным.
Величина этой равнодействующей Н
Нагрузка Н на опору 1 оси при положении равнодействующей указанном на рис. 9:
l2 – расстояние от центра ступицы барабана С до опоры 2 l2 = 200мм.
Для определения расстояний используем следующие соотношения
Нагрузка на опору 2 Н
R2 = 43200 – 246945 = 185055 Н.
Нагрузка на ступицу барабана А (1)
где l4 – расстояние между центрами ступиц барабана А и С мм.
где l1 – расстояние от центра ступицы барабана А до опоры 1 l1 = 120мм.
l4 = 1196 – 120 = 1076 мм.
Нагрузка на ступицу С (2)
P2 = 43200 – 24009 = 19191 Н.
Расчет оси барабана сводят к определению диаметра ступицы из условия работы оси на изгиб в симметричном цикле
где Ми – изгибающий момент в расчетном сечении Нм;
W – момент сопротивления расчетного сечения при изгибе мм3;
допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений Нмм2.
Допускаемое напряжение при симметричном цикле Нмм2
где k0 – коэффициент конструкцию детали для осей k0 = 20 28 принимаем k0 = 20;
предел выносливости стали для углеродистых сталей
где предел прочности стали = 1000 Нмм2;
[n] – допускаемый коэффициент запаса прочности для среднего режима [n] = 14.
Изгибающие моменты: наибольший изгибающий момент под правой ступицей барабана в точке С
Момент сопротивления сечения оси под ступицей мм3
где d – диаметр оси под ступицей барабана С d = 45мм (см. п. 2.26).
Диаметр оси под ступицей барабана мм
Прочность оси на изгиб обеспечивается.
30 Подбор подшипников и проверка их на долговечность
Подшипники выбирается в соответствии с диаметром тихоходного вала редуктора который равен 1221 мм. Учитывая это по [13 табл. К28] выбираем подшипник шариковый радиально-упорный сферический однорядные в исполнении 36312 с диаметром наружного кольца D = 130 мм.
Рис. 10. Основные размеры подшипника
Основные параметры подшипника Таблица 11
Условное обозначение подшипника типа 1000
Долговечность подшипника млн. об
где С – табличное значение динамической грузоподъемности Cr = 83000 H;
RЭ – эквивалентная нагрузка Н
Эквивалентная динамическая нагрузка RЭ определяется из сравнения отношения RaVRr с коэффициентом влияния осевого нагружения e.
Коэффициент e и коэффициент осевой нагрузки Y определяются из соотношения Ra Cоr.
При этом значении iRaCor e=052 Y=104 в соответствии с [13 табл.9.3].
Если соотношение RaVRr > e то эквивалентная динамическая нагрузка определяется по формуле
Rэ = (XVRr + YRa)KбKt
где X - коэффициент радиальной нагрузки Х=1;
Y - коэффициент осевой нагрузки Y=104;
V – коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца V = 1;
Rr = R2 – радиальная нагрузка равная опорной реакции Н;
Kб – коэффициент безопасности принимаем из условий работы механизма Кб= 15;
Kt - температурный коэффициент Kt = 1.
Расчетная долговечность подшипника час
где n – фактическая частота вращения барабана мин-1.
Для крановых механизмов считается приемлемой долговечность часов значение входит в данной промежуток следовательно данный типоразмер подшипника удовлетворяет условию долговечности.
31 Крепление конца каната на барабане
Конец каната на барабане крепят накладкой с трапецеидальными канавками.
Рис. 11. Крепление каната на барабане накладкой с трапецеидальной канавкой
Выбираем накладу с двумя болтами.
Напряжение каната в месте крепления на барабане Н
где f – коэффициент трения между канатом и барабаном f = 015;
угол обхвата барабана запасными витками каната () ;
e = 274 – основание логарифма.
Сила растягивающая один болт Н
где f1 – приведенный коэффициент трения между канатом и накладкой с трапециииидальным сечением канавки
где угол наклона боковой грани канавки;
угол обхвата барабана канатом при переходе от одной канавки накладки к другой.
Сила изгибающая один болт Н
Суммарное напряжение в каждом болте Нмм2
где k – коэффициент запаса надежности крепления каната k = 15;
l – расстояние от головки болта до барабана мм (по дну канавки).
d1 – внутренний диаметр резьбы болта мм.
d1 = dк – 2мм d1 = 14 – 2 = 12мм;
допускаемое напряжение на растяжение материала болта Нмм2
где предел текучести материала болта 240Нмм2;
Условие прочности выполняется.
Шпоночное соединение выбирается исходя из условия прочности на смятие и срез. Допускаемый момент исходя из условия прочности шпоночного соединения на смятие:
где []см =100-150 Нмм;
d – диаметр вала на котором находится шпонка d=611мм;
k – справочный размер выбираемый в соответствии с принятым типоразмером.
Допускаемый момент исходя из условия прочности на срез:
Из двух найденных моментов берется наименьший. М = 2226 кНм.
33 Выбор крюковой подвески
Крюковую подвеску выбираем с учетом грузоподъемности режима работы диаметра каната и схемы полиспаста по [7] (см. п. 2.7).
Как показали проектные и проверочные расчеты выбранный канат крюковая подвеска электродвигатель редуктор соединительные муфты и тормоз отвечают правилам и нормам Госгортехнадзора и обеспечивают выполнение основных положений технического задания.
Конструкция барабана оси и подшипниковых опор барабана спроектированы с учетом специфики эксплуатации механизма и требований предъявляемых к прочности надежности и долговечности данных изделий.
Следовательно можно сделать вывод: спроектированный механизм подъема груза отвечает необходимым критериям работоспособности и обеспечивает выполнение требований технического задания.
ГОСТ 7665-80. Канат двойной свивки типа ЛК-3 конструкции 6х25(1+6; 6+12)+1 о.с. Сортамент.
ГОСТ 6627-74. Крюки однорогие. Заготовки. Типы. Конструкция и размеры
ГОСТ 1412-85. Чугун с пластинчатым графитом для отливок. Марки
ГОСТ 380-2005. Сталь углеродистая обыкновенного качества. Марки
ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность
ГОСТ 831-75. Подшипники шариковые радиально-упорные однорядные. Типы и основные размеры
Иванченко Ф. К. Бондарев В. С. «Расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин». - Киев «Вища школа» 1975.
Казак С.А. Дусье В.Б. Кузнецов E.Г. и др. Курсовое проектирование грузоподъемных машин. - М.: Высшая школа 1989.
Решетов Д. М. Александров М. П. Подъемно-транспортные машины. Атлас конструкций. - М.: Высшая школа 1987.
Руденко Н.Ф. Александров М. П. Лысяков А. Г. «Курсовое проектирование грузоподъемных машин». М.: Машиностроение 1971.
Справочник по кранам. Т.2. Под ред. А.И. Дукельского. – М.: Машиностроение. 1973.
Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов.— М.: Высшая школа 1991
Методические указания и задания к курсовой работе по дисциплине «Механизация и автоматизация» для студентов 3-го курса спец. ПГС дневной формы обучения. Сост. Сердобинцев Ю. Г. Ярошик В. В. Волгоград ВолгГАСА 1998.