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

Текст из файла

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.

Из конструктивных соображений намечаем червячный мотор - редуктор 7МЧ-40-15-AIS71A4 с P_ном=0.25 кВт , U=15 , n=93.3

U=n_ном/n_рол n_ном=15*93.3=1400 об/мин

3.Список литературы.

1. Г.А. Снесарев, В.П. Тибанов, В.М.Зябликов.

Расчет механизмов кранов. Учебное пособие. МГТУ им. Баумана,1994 г.

2. М.П.Александров, Д.Н.Решетов.

Подъёмно-транспортные машины. Атлас конструкций. Машиностроение,1987.

3. Г.А. Снесарев, В.П. Тибанов.

Учебное пособие по проектированию и расчету металлоконструкций подъемно-транспортных устройств. МГТУ им. Баумана,1985 г.

4. Д.Н.Решетов, В.Л. Гадолин.

Учебное пособие по курсовому проектированию средств механизации машиностроительного производства. МГТУ им. Баумана,1984 г.

5. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов

Конструирование узлов и деталей машин. Высшая школа, 1998г.

6. О.А.Ряховский, С.С.Иванов.

Справочник по муфтам. Политехника,1991г.

7. Н.Г.Куклин, Г.С.Куклина.

Детали машин. Высшая школа, 1979 г.

8. А.В. Буланже, Н.В. Палочкина, В.З. Фадеев

Проектный расчет на прочность цилиндрических и конических зубчатых передач. МГТУ им. Баумана,1992 г.

12

Характеристики

Тип файла документ

Документы такого типа открываются такими программами, как Microsoft Office Word на компьютерах Windows, Apple Pages на компьютерах Mac, Open Office - бесплатная альтернатива на различных платформах, в том числе Linux. Наиболее простым и современным решением будут Google документы, так как открываются онлайн без скачивания прямо в браузере на любой платформе. Существуют российские качественные аналоги, например от Яндекса.

Будьте внимательны на мобильных устройствах, так как там используются упрощённый функционал даже в официальном приложении от Microsoft, поэтому для просмотра скачивайте PDF-версию. А если нужно редактировать файл, то используйте оригинальный файл.

Файлы такого типа обычно разбиты на страницы, а текст может быть форматированным (жирный, курсив, выбор шрифта, таблицы и т.п.), а также в него можно добавлять изображения. Формат идеально подходит для рефератов, докладов и РПЗ курсовых проектов, которые необходимо распечатать. Кстати перед печатью также сохраняйте файл в PDF, так как принтер может начудить со шрифтами.

Список файлов курсовой работы