РПЗ (1052913), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Расчет подшипников производится на статическую грузоподъемность, т.к. частота вращения стрелы минимальна (n  10мин^-1).

Для верхней опоры выбираем сферический радиально-упорный двухрядный шариковый подшипник.

Данный тип подшипников допускает большие углы перекосов во время работы крана.

Тип подшипника 1218, статическая радиальная грузоподъемность .

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 1218.

Упорный подшипник выбирается так же из условий статической грузоподъемности. В данном случае также необходимо обеспечить геометрическую совместимость двух подшипников в одном опорном узле.

Тип 8214 Н .

4.Расчет подшипников.

Наиболее нагружены подшипники саттелитов:

где Ftmax-окружная сила

Эквивалентная радиальная сила для расчёта подшипника при типовом режиме нагружения

где KE =0,5 для лёгкого режима нагружения(коэффициент эквивалентности)

Требуемую радиальную динамическую грузопоъёмность сателлитов вычисляют по формуле

где - эквивалентная радиальная нагрузка,H(относительно радиальной нагрузки вращается наружное кольцо); -требуемый ресурс подшипника при заданной надёжности,ч; и za – относительная частота вращения и число зубьев центральной ведущей шестерни; zg –число зубьев сателлита; a1- коэффициент надёжности ; a23- коэффициент условий применения.k=3 для шариковых подшипников.

V=1,2 при вращении наружного кольца

для механизма подъёма

при нагреве до 100

=8000 ч.а1=1 при надёжности 90%;a23=0,7 для шариковых подшипников.

Быстроходная передача:

H

H

H

724 об/мин

Za=20,Zg=36

=6470H

Тихоходная передача:

H

H

H

об/мин

Za=19,Zg=23

=12275H

Для быстроходной передачи выбираем радиальный подшипник лёгкой серии 203(Сr =9,5kH).

Для тихоходной передачи выбираем радиальный подшипник лёгкой серии 205(Сr =12,7kH).

Рассчёт подшипников барабана.

Рассчётная схема.

F_нат = 4180 Н; l1 = 260мм; l =115мм.

Определяем реакции Ra и Rb опор в плоскости XOZ

M_А = 0

Rб * (l1+l) + F_нат *l = 0

M_Б = 0

R_a * (l1+l) + F_нат *l1 = 0

R_a =(4180*260)/375=2900Н

R_б =(4180*115)/375=1280Н

Подбор подшипников

Исходные данные для расчёта:

Расчёт ведём по наиболее нагруженной опоре А

Предварительно выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный 80208.

С_r = 32 кН; С_0r = 17.8 кН; К = 1.2; К_Т = 1; V = 1.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

R_EA = V * Rа * К_Б * К_Т = 1 * 2900 * 1.2 * 1 = 3480 H

Для наиболее нагруженной опоры А, расчётная долговечность:

В
ыбранные подшипники удовлетворяют требованиям.

5.РАСЧЕТ СОЕДИНЕНИЙ

5.1.Шпоночные соединения.

Шпоночное соединение ротора с валом электродвигателя.

П
усть втулка выполнена из улучшенной стали 45 , соединение должно передавать крутящий момент Т=30 Нм.

Диаметр вала из расчета на кручение :

Допускаемые касательные напряжения кручения [ ]_кр = 25МПа ( [ ]_кр=25..30МПа). Следовательно, диаметр вала электродвигателя d=32мм подходит, исходя из конструкции двигателя.

Размеры шпонки для диаметра вала d=32мм в соответствии с ГОСТ 23360-78. Ширина шпонки b=10мм , высота шпонки h=8мм.

Глубина врезания шпонки в ступицу:

к=0,47h=0,47 8=3,76мм.

Рабочая длина шпонки l_Р из расчёта по напряжениям смятия:

П
ринимаем допускаемое напряжение смятия [ ]_см=130МПа .

Следовательно, выбираем минимальную полную длину шпонки l=22мм по ГОСТ23360-78.

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

l_ст=L+8…10мм=22+8=30мм.

Шпоночное соединение вентилятора с валом электродвигателя.

П
усть втулка выполнена из улучшенной стали 45 , соединение должно передавать крутящий момент Т=30 Нм.

Диаметр вала из расчета на кручение :

Допускаемые касательные напряжения кручения [ ]_кр = 25МПа ( [ ]_кр=25..30МПа). Следовательно, диаметр вала электродвигателя d=22мм подходит, исходя из конструкции.

Размеры шпонки для диаметра вала d=22мм в соответствии с ГОСТ 23360-78. Ширина шпонки b=6мм , высота шпонки h=6мм.

Глубина врезания шпонки в ступицу:

к=0,47h=0,47 6=2,82мм.

Рабочая длина шпонки l_Р из расчёта по напряжениям смятия:

П
ринимаем допускаемое напряжение смятия [ ]_см=130МПа .

Следовательно, выбираем минимальную полную длину шпонки l=14мм по ГОСТ23360-78.

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

l_ст=L+8…10мм=14+9=23мм.

5.2. Шлицевые соединения.

Расчёт 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 6 23 26 6 (число шлицев z=6, внутренний диаметр d=23мм, наружный диаметр D = 26мм, ширина шлица b=6мм, размер фасок c=0,3мм).

Высота рабочей поверхности шлица h и средний диаметр шлицев d_m:

Д
лина соединения из расчета по напряжениям смятия:

П

ринимаем допускаемые напряжения смятия []_см=60МПа , соединение неподвижное . Тогда

Принимаем длину соединения l =30мм.

Шлицевое соединение втулки тормоза, с валом электродвигателя.

Пусть колесо выполнено из улучшенной стали 45, соединение должно передавать крутящий момент Т=30Нм.

Определим диаметр вала из расчета на кручение

Допускаемые касательные напряжения кручения []_кр принимаем равным 25МПа

([]_кр=25…30МПа).

Следовательно, примем d = 30мм, построенный из конструктивных соображений.

Определим размеры прямобочных шлицев по ГОСТ6033-88. Будем ориентироваться на соединение лёгкой серии. Внутренний диаметр шлицев должен быть больше или близок принятому диаметру вала.

Назначаем соединение 8 26 30 5 (число шлицев z=6, внутренний диаметр d=26мм, наружный диаметр D=30мм, ширина шлица b=6мм, размер фасок с=0,3мм ).

Высота рабочей поверхности шлица h и средний диаметр шлицев d_m:

Д

лина соединения из расчета по напряжениям смятия:

Принимаем допускаемые напряжения смятия []_см=60МПа , соединение неподвижное. Принимаем длину соединения l =45мм.

Длина ступицы для соединения колеса с валом с помощью шлицев l_ст=55мм.

5.3.Резьбовые соединения.

Расчёт болтового соединения крепления барабана.

Соединение воспринимает нагрузку от вращающего момента.

Расчет группового резьбового соединения

Вращающий момент с диска тихоходной передачи на барабан передается за счет болтов в количестве шести штук. Для нахождения диаметров болтов, достаточных для передачи вращающего момента со звездочки на муфту необходимо определить центр тяжести болтов С и в эту точку перенести все нагрузки действующие на резьбовое соединение. Для рассматриваемой муфты точка С находится на пересечении осей симметрии соединения.На каждый болт действует сила:

,

где - расстояние до болта.

.

Необходимая потребная сила затяжки:

,

где - коэффициент запаса по несдвигаемости, - коэффициент трения.

.

Потребная площадь расчетного сечения болта:

,

где - допускаемое напряжение растяжения болта.

.

В данном случае пригоден болт М16, у него .

Расчет группового резьбового соединения

Вращающий момент с водилы диска тихоходной передачи на барабан передается за счет болтов в количестве шести штук. Для нахождения диаметров болтов, достаточных для передачи вращающего момента необходимо определить центр тяжести болтов С и в эту точку перенести все нагрузки действующие на резьбовое соединение. Для рассматриваемого соединения точка С находится на пересечении осей симметрии соединения.На каждый болт действует сила:

,

где - расстояние до болта.

.

Необходимая потребная сила затяжки:

,

где - коэффициент запаса по несдвигаемости, - коэффициент трения.

.

Потребная площадь расчетного сечения болта:

,

где - допускаемое напряжение растяжения болта.

.

В данном случае пригоден болт М12, у него .

СПИСОК ИСПОЛЬЗАВАННОЙ ЛИТЕРАРУРЫ

1. Подъемно-транспортные машины. Атлас конструкций. Изд. 2-е перераб. и доп. Под ред. д.т.н, проф. М.П. Александрова; Д.Н. Решетова. М.: Машиностроение, 1987;

2. Детали машин. Атлас конструкций. Часть 1. Изд. 5-е перераб. и доп. Под ред. д.т.н, проф. Д.Н. Решетова. М.: Машиностроение, 1992;

3. Детали машин. Атлас конструкций. Часть 2. Изд. 5-е перераб. и доп. Под ред. д.т.н, проф. Д.Н. Решетова. М.: Машиностроение, 1992;

4. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. Изд. 6-е, испр. М.: Высшая школа, 2000;

5. В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. Том 1. Изд. 5-е перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1980;

6. В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. Том 2. Изд. 5-е перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1980;

7. В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. Том 3. Изд. 6-е перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1982;

8. И.А. Биргер. Б.Ф. Шорр. Г.Б. Иосилевич. Расчет на прочность деталей машин. Справочник. Изд. 4-е перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1993;

9. Л.Я. Перель. А.А. Филатов. Подшипники качения. Расчет, проектирование и обслуживание опор. Справочник. Изд. 2-е перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1992;

10. В.И. Иванов, В.С. Баринова. Выбор и расчет подшипников качения. Метод. ук. по курсовому проектированию. Под ред. Д.Н. Решетова. М.: МВТУ, 1988;

11. Г.А. Снесарев, В.П. Тибанов. Учебное пособие по проектированию и расчету металлоконструкций ПТМ. Под ред. Г.А. Снесарева.. М.: МВТУ, 1985.

19

ё

Характеристики

Список файлов курсовой работы