RPZ_Tolyana (Архив курсачей ТНУ 3), страница 3

G_крана=G_стр+G_кол+G_таль+G_м.п.=2540+14400+1890+1890=20720Н.

2.3. Выбор подшипников

Подшипники качения рассчитывают по статической грузоподьемности: упорные — по вертикальной нагрузке 2F_B; радиальные — по горизонтальной F_Г.

Вертикальная нагрузка на упорный подшипник

F_В=G_крана=15920Н

Горизонтальная нагрузка

F_Г= H

Подбор подшипника ведут по статической грузоподъемности, т.к. n<10мин^-1.

Условие пригодности упорного подшипника: F_B=C_oa.

Условие пригодности сферического подшипника: F_r<C_or.

где -коэффициент запаса, равный 2.

Возьмем упорный подшипник 8205 с С_оа=41кН, сферический 1211 с С_or.

2.4. Проверка прочности

2.4.1. Определение деформации

Необходимо учитывать деформацию всех основных частей:стрелы и колоны.

Допустимый прогиб:

[f_ст.]=L/400=4000/400=10мм

где L-длина стрелы

Изгибающий момент, действующий на конструкцию:

М_и=G L=(6300+1890) 4=32760H

Где G — вес груза и тали

Координаты центра тяжести сечения стрелы

Y₀= 178мм

Момент инерции определяем, пренебрегая собственными моментами инерции поясов

J_кол.=0.32D³_кол. _кол.=0.32 ³ 20=209.7 10⁶мм⁴

Расчетная длина стрелы

l=L- =4000-320/2=3840мм

Прогиб

f^стр.=

Избыток прогиба

Значит дефрмация стрелы должна быть снижена до

7,94-1,24=6,7мм

Для обеспечения такой деформации момент инерции стрелы должен быть увеличен в

Принимаем _ст. =5мм.

Тогда момент инерции,прогиб и избыток прогиба равны:

J^стр.=

f^стр.=

f_ст.=4,51+3,3=7,81мм

2.4.2. Проверка на прочность

Напряжение изгиба в вертикальной плоскости:



где М — момент, изгибающий стрелу в горизонтальной плоскости

W — момент сопротивления изгибу

W=J/y_max=

M=25,5 H мм

Тогда

_ст.=

Допускаемое нормальное напряжение

[]=140МПа

Допускаемое касательное напряжение

[]_доп.=0,6 ]=140 0,6=84Мпа

[]_доп.

Найдем катет шва К, которым стрела приваривается к колоне. Кручением пренебрегаем

=

где W_шв=0,64D²_кол 0,7К

Отсюда К’=6,62мм.

Принимаем К=6мм.

3. МЕХАНИЗМ ПОВОРОТА.

3.1. Подбор двигателя.

3.1.1. Мощность двигателя при установившемся движении

Р=Т_тр кВт

где =_ред_{отк.пер.}=0,65

Т_тр=f(2F_г Нм

где d_ц=25мм – для упорного подшипника

d_р=55мм – для сферического подшипника

Необходимая мощность двигателя

Р_дв 5Р=5 2,5 10^-3=12,5 10^-3кВт

Выбираем из каталога двигатель серии 4А63В4Е2У12 со следующими параметрами:

Р=0,37кВт, m=2,1кг, J_дв=11 10^-4кг м², n_Н=1360мин^-1

3.1.2. Приведенный момент инерции при пуске

J_пр=1,5J_дв+J_гр+J_стр+J_кол=

=1,5 1,1 10^-3+0,10+5 10^-3=0,11кг м²

где J_дв-приведенный момент двигателя

J_гр= кг м² — приведенный момент инерции груза

U= - передаточное отношение редуктора

J_стр= кг м²

J_кол=0

3.1.3. Относительное время пуска

t_по= с

где m-кратность пускового момента

=

3.1.4. Номинальный вращающий момент двигателя

Т_Н=9550 Нм

3.1.5. Время пуска

t_п= мм

3.1.6. Ускорение при пуске

V=2Ln=2 3,14 4 3=75,4м/мин

V=1,257м/с

а=V/t_п=1,257/3,8=0,33м/с²

Выбранный двигатель удовлетворяет условию, что ускорение не превышает 0,4м/с².

3.2. Открытая передача

3.2.1. Выбор числа зубьев открытой передачи

Передаточное отношение передачи

U=n_H/n=1360/3=453

U_откр 10, тогда U_ред=453/3=45,3

Принимаем U_ред=40, тогда

U_откр=U/U_ред=453/40=11,3

Примем модуль открытой передачи m=3,5, межосевое расстояние а=360мм, тогда

z_=2a/m=2 360/3=240мм

z₁=z_/(U+1)=240/(11,3+1)=19,46

Принимаем z₁=20, тогда z₂=z_-z₁=240-20=220

d₁=mz₁=3 20=60мм

3.2.2. Подбор редуктора

T_max=T_HmU_ред_ред=2,6 2,1 40 0,76=166Нм

где m-кратность пускового момента

_ред=0,95(1-U_ред/200)=0,95(1-40/200)=0,76-для червячных редукторов

Учитывая переменость режима работы находим момент

Т_НЕ=К_НДТ_мах=0,63 166=104,6Нм

где К_нд=К_не

К_нд 0,63. Тогда принимаем К_нд=0,63.

Выбираем редуктор Ч-80, у которого F_H=4000H, T_H=250Нм, что больше Т_не, то редуктор подходит по моменту на тихоходном валу.

Радиальная нагрузка на выходной конец вала

2Т_мах 1000/d₁=F_{t max}=2 166 1000/60=5533H

F_{t max} K_не=5533 0,63=3486Н

Т.к. F_{t max} K_не F_H, то данный редуктор годиться, т.к. проходит по величине допускаемой радиальной нагрузки.

3.2.3. Расчет пружины

Будем использовать в предохранительном фрикционном механизме тарельчатые пружыны. В связи со сложностью точного расчета тарельчатые пружины обычно подбирают по таблицам стандарта.

Приближенная зависимость между осевой силой F и осевым сжатием _i элемента пружины имеет следующий вид :

F= )(f- )+S²]

Где Е и  — соответственно молуль упругости и коэффициент Пуассона материала пружины

s— толщина листа

A—коэффициент , зависящий от отношения D/d

Исходные данные:

A=0,65

=0,225

D=80мм

d=40мм

s=2мм

f=5мм

F= [(5-0,225)(5-0,225/2)+2²]=2600 H

₁=0,225мм

Используем две пружины

3.2.4. Расчет модуля открытой зубчатой передачи

Значение межосевого расстояния выбираем , исходя из конструктивных соображений:

a_=420

Ширина венца колеса равна рабочей ширине передачи , т.е.

b_= a__ba=420 (0,2..0,25)=84..105

где _ba=0,2-0,25

b₂=b_=84мм,

Ширина шестерни b₁= b₂+(2…4)=86мм.

Нормальный модуль зубчатых колес определяют из следующих соображений:

m=b_/_m=(84…105)/30=2,8..3,4

где _m=b_/m=30

Минимальный модуль определяют из условия прочности по следующей зависимости:

m_min=K_m

где K_m—коэффициент,равный 3,4 ³ для прямозубых передач

K_F—коэффициент нагрузки принимаемый равным K_H

K_F=K_H=K_HVK_HK_H

где K_HV=1,04—коэффициент,учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении. Определяется в зависимости от скорости

= = =0,1м/с

тогда K_F=1,33

K_H=1,15— коэффициент,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Зависит от значения коэффициента _bd:

_bd =0,5_ba(u+1)=0,5 0,2 12=1,2

K_H=1+0,06(7-5)=1,12 —коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Тогда

m_min=3,4 10³ =1,29

Максимально допустимый модуль определяют из условия неподрезания зубьев у основания

m_max= = =4,49

где u=11-передаточное отношение

Принимаем модуль открытой передачи m=3,5.

3.2.5. Расчет фрикционного механизма

Вращающий момент T_max=166H м, который может передавать дисковая муфта.

Потребное число пар трения

i=

где S—коэффициент запаса сцепления

R=80мм и r=50мм—наружный и внутренний радиусы кольцевой поверхности трения, отношения r/R обычно находится в пределах 0,5..0,7

R_СР.—средний радиус поверхности трения

f=0,25—коэффициент трения

[p]=1,35Mпа—допустимое давление

i=2—число пар поверхностей трения, равное сумме чисел наружных и внутренних дисков вместе с крайними фланцами минус единица .

Потребная сила сжатия дисков

F= = =5108H

3.2.6. Шпоночное соединение вала редуктора с муфтой.

Размеры шпонки для диаметра вала d=25мм в соответствии с ГОСТ 23360-78. Ширина шпонки b=8мм , высота шпонки h=7мм.

Глубина врезания шпонки в ступицу:

к=0,47h=0,47 7=3,29мм.

Рабочая длина шпонки l_Р из расчёта по напряжениям смятия:

l_Р=

Принимаем допускаемое напряжение смятия [ ]_см=130МПа .

Следовательно, выбираем минимальную полную длину шпонки L=50мм по ГОСТ23360-78.

Длина ступицы для соединения статора с ротором (валом) с помощью шпонки

l_ст=L+8…10мм=50+8=58мм.

Принимаем длину соединения l=24мм.

Длина ступицы для соединения ротора двигателя с статором с помощью шлицев

l_ст=l+3…5мм=26мм