Введение 2

1.Расчёт механизма подъёма. 3

1.1.Выбор электродвигателя. 3

1.2.Выбор каната. 3

1.3.Расчет барабана. 3

1.4.Выбор редуктора 4

1.5.Выбор тормоза 4

1.6. Крюк, блоки, крюковая подвеска. 1

2.Расчет механизма передвижения тележки. 1

2.1. Расчет ходовых роликов тележки. 8

2.2. Сопротивление передвижению тележки. 9

2.3. Выбор электродвигателя. 10

3.Список литературы. 11

Введение

В данном курсовом проекте разрабатывалась тележка, предназначенная для подъема и транспортировки груза с максимальным весом 16000 Н на максимальную высоту 5 м, которая используется во многих отраслях промышленности как средство механизации ручного труда. Управление тележкой осуществляется с пульта. Требуемый ресурс узлов привода составляет 8000 часов. Режим работы – тяжелый.

1.Расчёт механизма подъёма.

1.1.Выбор электродвигателя.

Мощность при установившемся движении:

P_н>P=1.03*Q*V/(60000*),

где  - кпд механизма подъема,

=η_муф*η_ред.*η_бар*η_пол., где

η_муф=0.99 – кпд муфты ([1], стр.7).

η_ред=0.9 – предварительный кпд зубчатого редуктора ([1], стр.25).

η_бар=0.98 – кпд канатного барабана ([1], стр.7).

η _пол – кпд полиспаста.

Схема полиспаста:

КПД полиспаста для данной схемы:

η_пол=η_бл^t(1+η_бл+η_бл²+…+η_бл^а-1)/a, где

η_бл=0.97 – кпд блока ([1], стр.24).

η_пол=0.97⁰(1+0.97)/2=0.985

η=0.99*0.9*0.98*0.985=0.874

P=1.03*16000*8/(60000*0.874)=2.44 кВт,

По атласу [2] выбираем электродвигатель типа 4АС100L6У3:

P_н=2.6 кВт, n_н=920 мин^-1, n=1000 мин^-1

1.2.Выбор каната.

Наибольшее натяжение в канате:

F_max=(1.03*Q)/(a*m*η_пол),

F_max=(1.03*16000)/(1*2*0.985)=8366 Н.

Рекомендуемый предел прочности материала проволок _в=1600-1800 МПа;

Разрушающая сила каната F_разр  K*F_max  68366=50193 Н,

где К=6 – коэффициент запаса прочности ([1] табл.7).

По атласу ([2]) выбираем канат типа ЛК-РO: F_разр=56 кН,

диаметр каната d_кан=9.7 мм, p=11 мм.

1.3.Расчет барабана.

Предварительный диаметр барабана:

D_бар= d_кан*(l-1)=9.7*(30-1)=281 мм. L=30 (для режима 5М)

Примем передаточное отношение механизма U=40 и определим диаметр барабана, так как предварительный диаметр не удовлетворяет.

Тогда 40=920/n^’_б, отсюда n^’_б=23

n^’_б=2*8*1000/(3.14*( D_бар+9.7) отсюда D_бар=212 мм.

Окончательно принимаем диаметр барабана: D_бар=220 мм

Число рабочих витков:

Z_p=a*H/(3.14*( D_бар+ d_кан)) = 14

Длина барабана: L=p*(z+6) =11*(14+6)=220 мм.

1.4.Выбор редуктора.

Момент на барабане:

Т_бар=F_max*(D_бар+d_кан)*m/2=960.8 H*m.

T_max=T_бар/ (η_бар* η_м)=960.8/(0.98*0.99)=990.3 H*m.

T_ном>=T_HE

T_HE=k_нд* T_max

k_нд= k_не*(N/N_hg)^0.33

N=8000*60*920*5/40=55.2*10⁶

k_нд=0.8*(55.2*10⁶/200*10⁶)^0.33=0.52

T_HE=990.3*0.52=514.9 H*m.

Выбираем редуктор Ц2У-160 с передаточным числом U=40, T_ном=1000 H*m,

M=95 кг, КПД=0.97, a_wt=160 мм, a_wb=100 мм.

1.5.Выбор тормоза.

T_m>=k_т*T_гр

T_гр=(F_q+G_зах)*(D_бар+d_кан)*η/(2*a*U)=1.03*16000*229.7*0.9406/(2*2*40*1000)=

=9.93 H*m.

η_обр=0.5*(1+η)=0.5*(1+0.8812)=0.9406

η= η_ред*η_бар*η_п=0.97*0.98*0.927=0.8812

T_m=2.24 9.93=22.25 H*m

(k_т=2.24 – для режима 5М)

Выбираем тормоз ТКП –200/100 c ПВ=40%, Т_m=32 H*m, m=30 кг.

1.6. Крюк, блоки, крюковая подвеска.

Крюк выбираем по ГОСТ6627-74 №9, имеющий при машинном приводе при группе режима работы 5М грузоподъемность 16000 Н. Резьба крюка М27, диаметр шейки крюка d=35мм. Упорный подшипник крюка выбираем по статической грузоподъемности и в соответствии с диаметром шейки крюка. По ГОСТ7872-89 принимаем упорный шарикоподшипник 8204Н: d=35 мм,

D=62 мм, Н=18 мм, C_oa=68 кН.

Диаметр блока по дну ручья:

D_блd_кан(e-1)=9.7*(20-1)=184.3 мм,

Принимаем D_бл=200 мм.

Глубина канавки блока:

h=(2…2,5) d_кан=(2…2.5)*9.7=19.4…24.25 мм. Принимаем h=20 мм.

Радиус канавки блока

R=(0,6…0,7) d_кан=(0.6…0.7)*9.7=5.82…6.89 мм. Принимаем R=6 мм.

Максимальный изгибающий момент будет действовать на ось блока крюковой подвески.

Диаметр оси блока крюковой подвески:

,где

[_и]-допускаемое напряжение изгиба.

Для невращающейся оси из стали Ст45, допускаемое напряжение

[_и]=σ_т/[S]=540/2=270 МПа,

σ_т=540 МПа – предел текучести ([5], табл.10.2)

[S]=2 – коэффициент запаса по текучести ([5], c.166).

М_и – максимальный изгибающий момент в опасном сечении оси, H *мм.

М_и=F_max*l /4=8366*110/4=230065 Н*мм, где

l – расстояние между опорами оси блока, мм.

d>³√(230065/(0.1*130)=23.8 мм. Принимаем стандартное значение диаметра оси под подшипник d=25 мм.

Назначаем по ГОСТ 8338-75 для блока подшипники радиальные шариковые однорядные легкой серии 204: d=25 мм; D=52 мм; B=15 мм; Cr=14 кН.

В целях унификации для всех блоков крана принимаем одинаковые подшипники.

Частота вращения блока крюковой подвески:

n_бл=V*(а-1)/((π*(D_бл+d_кан))=8*(2-1)*10³/((3.14*(200+9.7))=12.15 мин^-1.

Радиальная нагрузка на отклоняющие блоки крана:

F_Σ=√(F_max²+F_max²)=F_max*√2=8366*√2=11831 H.

Частота вращения отклоняющих блоков:

n_отк.бл=a*V/(π*(D_б+d_кан))=2*8*10³/(3.14*(200+9.7))=24.3 мин^-1

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка подшипников отклоняющего блока:

P_Е=F_Σ*V*K_Б*K_HE=11831*1.2*1.3*0.63=11658 Н, где

К_Б=1.3 – коэффициент безопасности ([1], стр.30).

V=1.2 – коэффициент вращения наружного кольца подшипника ([1], стр.30).

Нагрузка на один подшипник отклоняющего блока:

P_Е1=P_Е/z=11658/2=5829 Н, где z=2 – количество подшипников в блоке.

Расчетная долговечность подшипника отклоняющего блока:

L_10a=a₁*a₂₃*(С_r/ P_E1)^k*10⁶/(60*n_{откл.бл})=

=1*0.75*(14000/5829)³*10⁶/(60*12.15)=14254 часа >[L_h]=t_Σ/2=8000/2=

=4000 часов ([1], стр.6), где

[L_h] – требуемый ресурс подшипника, ч

а₁=1 – коэффициент долговечности в функции необходимой надежности

([5], табл.7.5).

а₂₃-коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации

([5], c.108).

k – показатель степени ([5], c.108).

Траверса крюковой подвески изготовлена из стали Ст5: σ_т=280 МПа ([5], табл.10.2), допускаемое напряжение [σ_р]=σ_т/[S]=280/2=140 МПа, где

Ширина опасного сечения траверсы:

В=D+(10…20)=40+(10…20)=50…60 мм. Принимаем В=60 мм.

И
згибающий момент в опасном сечении траверсы:

М_и=Q*l/4=16000*65/4=260000 Н*мм,

Момент сопротивления должен удовлетворять условию:

W≥ М_и/[σ_р]=260000/140=448 мм³, W=(B-d₀)*h²/6, откуда высота опасного сечения траверсы:

h≥√[(6*W)/(B-d₀)]=√[(6*448)(60-20)]=9.32 мм. Из конструктивных соображений принимаем h=32 мм.

Диаметр опорной шейки траверсы из расчета на смятие:

d_ш≥Q/(2*S*[p])=16000/(2*12*30)=22.22 мм, где

[p]=30 МПа – допускаемое напряжение смятия стали.

Изгибающий момент, действующий на шипы:

М_и=Q*S/4=16000*12/4=48000 Н*мм.

Диаметр шипа из расчета на изгиб:

d_ш = =15ю45 мм. Принимаем d_ш=20 мм.

2.Расчет механизма передвижения тележки.

2.1. Расчет ходовых роликов тележки.

Наибольшая нагрузка на одно колесо тележки

F_max=1.1(Q+G_тел)/4=1.1(16000+4000)/4=5500 Н, где

G_тел≈0.25Q=0.25*16000=4000 Н – вес тележки

Предварительный диаметр стального ролика тележки при точечном начальном контакте

D1.2 .

Принимаем по ([1], табл.13) D=125 мм.

Контактные напряжения при точечном начальном контакте

_Н=С_н.к.m [_H],

где С_н.к.=3600 – коэффициент при применении стального ролика ([1], c.38).

m=0.107 – коэффициент, зависящий от отношения r/D ([1], табл. 11).

Эквивалентная нагрузка F_HE=F_maxK_HV, где

 - коэффициент эквивалентности,

=

= ,

K_HV=1+2.510^-3V – коэффициент динамичности.

K_HV=1+2.510^-340=1.1

F_HE=55001.10.796=4840 Н.

_Н=36000.107 МПа.

Допускаемое напряжение [_H]=[_H0] , где [_H0]=700 МПа – допускаемое напряжение при наработке N=10⁴ циклов для стали 50 ([1], табл. 12).

Наработка ролика N=t_60n_рол10⁴, где

n_рол – частота вращения ролика, мин^-1:

n_рол=

-

=0.85 – коэффициент, учитывающий уменьшение средней частоты вращения в периоды неустановившихся движений ([1], c.39).

N=8000601020.85=4210⁶ циклов.

[_H]=700 МПа.

_Н=260 МПа < [_H]=277 МПа. Условие выполнено.

Нагрузка на подшипник ролика F_п=F_max/z_n=5500/22750 H,

где z_n=2 – количество подшипников в ролике.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка на подшипник ролика P_E=F_п*V*K_б*K_HE=2750*1.2*1.3*0.8=3432 Н

Диаметр оси ведущего колеса в месте крепления её к металлоконструкции тележки:

[_и]-допускаемое напряжение изгиба.

Для невращающейся оси из стали Ст45 [_и]=130 МПа,

М_и – максимальный изгибающий момент в опасном сечении оси, H *мм.

М_и=F_max*l /2=5500*40/2=110000 Н*мм, где

l – расстояние от точки действия силы F_max до места крепления оси к металлоконструкции тележки, мм.

Принимаем d=30 мм.

Намечаем для роликов шарикоподшипники радиальные однорядные 205 ГОСТ 8338-75: d=25 мм, D=52 мм, B=15 мм, С_r=14 кН.

Расчетная долговечность подшипника

L_10a=a₁*a₂₃*(С_r/P_E)^k*10⁶/(60*n_рол)=1*0.75(14000/3432)³*10⁶/(60*102)=

=8319 часов>[L_h]=8000 часов.

2.2. Сопротивление передвижению тележки.

Сопротивление передвижению при установившейся скорости и ходовых колесах с ребордами без направляющих роликов (статическое сопротивление), Н.

F_ст=2/D(Q+G_тел)(μ+fd/2)K_p, где

μ =0.15 – коэффициент трения качения, мм ([1], табл. 13)

f=0.01 – приведенный коэффициент трения качения ([1], табл. 14)

d – диаметр подшипников в колесах, мм

K_p=2.5 – коэффициент, учитывающий трение реборд о рельс ([1], табл. 15)

F_ст=2/100(16000+4000)(0.15+0.01*25/2)2.5=275 Н.

2.3. Выбор электродвигателя.

Мощность при установившемся движении

Р_ст=(F_ст*V)/(60000*)=(275*40)/(60000*0.9)=0.204 кВт

≈0.9- кпд механизма при зубчатом редукторе.