Пояснительная записка ПТМ (1277016), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

1.5Kт - температцрный коэффициент =1 при t < 100СРесурс подшипника в часахq6 Cr 105L10ah :=a23   = 3.275  10 ч60n Pr a23-коэффициент учитывающий отличие реальных условий эксплуатации отусловий испытаний. Для радиальных шариковых двухрядных сферическихподшипников при обычных условиях эксплуатации а23=0,55n := nкрпри 1 об/мин < n < 10 об/мин условно принимают n=10 об/мин. q=3 дляшариковых подшипниковФормула справедлива если выполняются условияPr4= 3.382  10KHE0.5Cr = 6  10<4Для радиальных подшипниковУсловие выполнено3.2. Упорный подшипникИз конструктивных соображений по ГОСТ 7872-89 назначаем подшипник 8224dу := 110 ммCa := 129000нC0a := 305000нFaE := 8103 НДля упорных подшипников эквивалентная динамическая осевая нагрузкаPa := FaE KБ  KT = 1.134  10FaE := KHE RВ = 5.87  1034ннПроверим условиеPaKHE= 2.269  104<40.5Ca = 6.45  10условие выполненоДля упорных шариковых подшипников при обычных условиях эксплуатацииa23=0.75a23 := 0.7512q6 Ca 107L10ah :=a23   = 1.225  1060n Pa ч3.3.Проверка подшипников опор крана по статической грузоподъемностиЗапишем условия пригодности подшипниковC0r > ξRГC0a > ξRВξ-коэффициент запаса 1.5 ....

4, необходимый для обеспечения плавностивращения и стабильности момента тренияРадиальногоУпорногоДля радиальных подшипников ξ = 1.5 ... 2 Если радиальные подшипникидополнительно нагружены силой в зацеплении открытой зубчатой передачиили силой от муфты, то для них ξ=2.25 ... 2.5Принимаем для радиальных подшипников ξ= 2,25 т.к в механизме присутствуетоткрытая зубчатая передачаξ := 2.25ξ RГ = 5.436  104н4< C0r = 7.2  10Для упорного подшипника ξ=44н < C0a = 3.05  10ξ := 4 ξ RВ = 4.696  105Подшипник пригоден4.Расчет механизма поворота4.1.Выбор электродвигателя механизма поворотаПредварительный выбор мощности электродвигателяПринимаемnс := 500nст := 0.9nс = 450об/минТогдаоб/минПередаточное отношение механизма поворотаnстi :== 300nкрКПД механизма поворотаДля механизмов поворота в предварительных расчетах можно принимать η=0.85при зубчатом волновом редукторе и η=0.65 при червячном редукторе.

Т.к. вмеханизме установлен зубчатый волновой редуктор , то примемη := 0.85dкол - 2δколxкол :== 56.5213Приведенный момент инерции при пуске2222 xстр  xот  xмп L  + Gот  + Gмп  ...1.03Fq  + Gстр  1000  1000  1000  1000 Jпр.п := xкол + Gкол   1000 2= 0.29229.81 i ηкг мОкружная скорость стрелы при максимальном вылетеLVстр := 2πn = 47.1241000 крмминВремя пускаДопускаемое ускорение для крюкового крана с ручной страповкой и Fq < 32000 нмa := 0.252сtпо := 0.35Vстрtп :== 3.142 cnн := 0.9nс = 45060aНоминальный вращающий момент электродвигателя, требуемый для разгона сускорениемTн :=π Jпр.п nн tпо30 tп= 1.534 Н мМощьность электродвигателя (кВт) требуемая для разгона с заданным ускорениемTн nнPн :== 0.0729550f := 0.01кВтМомент сопротивления повороту крана относительно оси колонны от трения вподшипниковых опорахdуdр  = 35.449Tтр := f  RВ + 2RГН м20002000f := 0.01приведенный коэффициент трения в шариковых подшипниках каченияdy и dp внутренние диаметры радиального и упорного подшипникаСтатическая мощность электродвигателяTтр  nкр-3Pст :== 6.551  10кВт9550  η142Выбираем электродвигатель 4А63B4/12Е2У1.2Pн := 0.06мощность электродвигателяm := 1.6nн := 450мин-1Jэд := 11 10Момент инерции ротора электродвигателя-4кВткг м24.

2. Корректировка предварительного расчетаНоминальный вращающий момент на валу электродвигателяPн := 0.075ρ := 1.43nн := 420PнTн := 9550 = 1.705nнVстр := 47.12Н мПриведенный момент инерции при пускеIпр.п := 2Jэд + Jпр.п = 0.294α :=кг м2Pст= 0.087PнОтносительное время пуска1tпо :== 0.462ρ  ( m - α)сВремя пускаtп :=πIпр.п nн tпо= 3.51130TнсУскорение при пускеVстрa :== 0.22460tпмс2м<0.25с2Выбраный электродвигатель подходит4.3. Кинематический расчетПередаточное отношение открытой зубчатой передачи для настренных поворотныхкрановiозп = 2....4Примемiозп := 315Предаточное отношение волнового редуктораiiр :== 100iозпiр := 100ПриннимемПередаочное отношение открытой зубчатой передачиiiозп :==3iрМодуль передачиДля открытых передач механизмов поворота рекомендуют модуль m > 4 ммПринимаемm := 5 ммЧисло зубьев шестрениМинимальное число зубьев прямозубых зубчатых колес из условия неподрезаниязубьев zmin = 17Принимаемz1 := 20Число зубьев колесаz2 := z1 iозп = 60z2 := 60ПринимаемМежосевое расстояниеa :=(z1 + z2) m2= 200a := 200По Ra40ммммСуммарное число зубьев2 a= 80mЧисло зубьев шестрениzΣ :=z1 :=zΣiозп + 1= 20z1 := 20Число зубьев колесаz2 := zΣ - z1 = 6016Фактическое передаточное отношени зубчатой передачиz2iозп :==3z1Фактическое общее передаточное отношение механизма поворотаi := iр iозп = 300Фактическая частота вращения кранаnкр.ф :=nстi= 1.5мин-1Погрешность частоты вращения крана Δnкрnкр - nкр.ф∆nкр := 100 = 0nкр%< 10%Допуск на частоту вращения крана выдержанДелительный размер шестрениd1 := z1 m = 100ммДелительный диаметр колесаd2 := z2 m = 300ммηозп := 0.99Tmax := Tн m i ηозп η = 2.153  103450-1nтв :== 4.5мин100Исходя из этого, рассчитаем в программе PDM волновой редуктор.

Результаты этогорасчета приведены в приложении А5.Проверка колонны на статический прогибПрогиб за счет деформации колонны (изгиб и сжатие) определим по правилуВерещагинаFQB :=FQ1 :=Fq  450015504= 2.323  10FQC := FQBFq 45004= 1.846  101950FQ2 := FQ117Изгибающие моменты в точках B и C от силы Q:MQB := FQ1 100 = 1.846  106MQC := MQB4500F1B :== 2.9031550F1C := F1B4500F11 :== 2.3081950F12 := F11M1B := 100M1C := M1B5E := 2  10Прогиб за счет деформации колонны: 2 MQB 100 2 M1B 2MQC M1B  Fq 1 ( 100 + 1550)1+fкол :=+= 0.038E Jкол 2 32 3E AколF1стр := F1BF1от :=45002= 0.94524500 + 1550Прогиб за счет деформации стрелы:2fстр :=Fq  F1стр 4500E  Aстр2+2Fq F1от  4500 + 1550E AстрСуммарный прогиб:fст := fстр + fкол = 0.678182= 0.639Допускаемый прогиб:4500fстд :== 11.25400fстд > fст6.Выбор блоков и крюковой подвескиМинимальный диаметр блока по дну ручья:dmin := 6.7  ( 17 - 1) = 107.2Выберем диаметр блока, равный 110 мм.

Параметры блока см. в нижней строкетаблицы на рисунке ниже:Выберем крюк №5 по ГОСТ 6627-74 для грузоподъемных машин имеханизмов с машинным приводом исполнение 1. Его грузоподъемность - 0.8 т примашинном режиме работы.Подшипник крюка шариковый упорный однорядный №8103H Cоа = 15600Н,Cо =9750 НУпорный подшипник выбирается из условий статической грузоподъемности.Cо > 8000 Н - условие выполняется, подшипник проходит с запасом.6.1Расчет блока подвески и траверсы на изгибМатериал оси подвески - Сталь 45 улучшенная, σт = 650 МПаσт := 650МПаОпределим изгибающий момент в опасном сечении:D := 25ммFq 385Mx :== 1.52  102Н мм193D3Wx := π = 1.534  1032Mxσ :=Wxσнорм :== 99.089σт3.5σнорм > σМПа= 185.714МПа- следовательно, ось выдержит заданную нагрузку без появленияпластических деформацийРасчет траверсыОпределим центр масс сечения:yc :=9  36  18 - 30 7 3.5 - 9.5 5  22 - 15.5  6 14.3= 6.0236 18 - 5  22 - 6 14.3 30 732a :=+ 30 7 ( yc - 3.5 ) 12 14.3 632c :=+ 14.3 6 ( yc - 15.5) 12 22 532b :=+ 22 5 ( yc - 9.5 ) 12336  183Jx :=- a - b - c = 5.775  1012Jx3Wx :== 1.938  109 - ycMx := Fq  36 = 2.88  10σx :=К :=MxWxσтσx= 148.631= 4.3735мммм3Н ммМПаК>3204Расчет болтов для крепления кронштейновИсходные данные:F := 8000 Н - внешняя сила, действующая на кронштейнα := 90 π180- угол наклона силы F к горизонту в град.Размеры основания кронштейнапрямоугольная форма:L := 200 длина основания кронштейнаa := 200 ширина основания кронштейнаl := 80размер выемки в основании (если она есть)r := 70расстояние от ЦМ до оси болтов по оси ХZ := 4количество болтов1.

Определение внешних сил, действующих на стык1.1. Проекции силы F на оси X и Z (горизинтальную ивертикальную оси):Fx := F sin ( α)3Fx = 8  10Н- 13Fz := F  cos ( α)Fz = 4.898  10FN := FzFсдв := FxН1.2. Опрокидывающий момент:Mопр := 8000  45007Mопр = 3.6  10НммВнешняя нагрузка, действующая на винт (болт, шпильку)Расстояния по оси Y от Ц.М. стыка до оси винтовa2yБ1 :=yБ1 = 35 мм2yБmax := yБ1FN Mопр yБmaxFвн :=+2Z4 yБ1a2 := 70Fвн = 2.571  105НСуммарная нагрузка, действующая на винт с учетомего скручивания при затяжке21Fзат := 2.523  104χ := 0.2Fб := 1.3 Fзат + χ Fвн4Fб = 8.423  10b := 60Нh := 200Площадь сеченияA := 2 b h = 2.4  104Момент инерции сечения h3 Ix := 2   b   12 Координата ХсXc := 0.5  a + 0.5 b b2Iy := 2   h + Xc A 123hYmax :=2Xmax := 0.5 a + bМомент сопротивления сеченияWx :=IxYmaxWy :=IyXmax[σ] p := 1208Ip := Ix + IyIp = 8.984  10мм 47.

Требуемый диаметр винта (внутренний диаметрпо дну впадины резьбы)d3 :=Fб4π [σ] pd3 = 29.895dб := 36мм- диаметр резьбы, ммДиаметр описанной окружности гайки(D := round 1.6898 dб + 0.0133)D = 6122ммσT := 240МПаКоэффициент запаса прочности при контролируемой затяжкеsт=1,2...1,5Принимаем sт := 1.5Тогда допускаемые напряжения равны:[σ] p :=σTsт [σ] p = 160 МПа3.1. Условие нераскрытия стыка:smin = sзат - sFN - sMопр(1)Минимально допустимое напряжение на стыке :smin=0,2...0,5 МПа - для стыка металл-бетон,smin=1,0...2,0 МПа - для металлических стыковПринимаемσmin := 1 МПаКоэффициент основной нагрузки:c=0,2...0,3 -для металлических стыков,c=0,7...0,8 - для стыка металл с бетономПринимаемσFz :=χ := 0.2Aст := 2 b h = 2.4  108Jст := 8.984  10FN  ( 1 - χ )σFz = 0AстσMопр := Mопр σMопр = 3.206МПа - напряжение на стыке ототрывающей силы( 1 - χ )  YmaxJстМПа - напряжение на стыке отопрокидывающего моментаИз условия нераскрытия стыка (1) определяемнапряжение на стыке, вызванное силой затяжки:σзат := σmin + σFz + σMопрМПаσзат = 4.206234sзат= FзатZ/Aст(2)3.2.

Характеристики

Список файлов курсовой работы