ref-18530 (708788), страница 3

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

Текст из файла (страница 3)

где G_гр – вес грузоподъёмного механизма с грузом. Исходя из того, что грузоподъёмный механизм расположен не на тележке, G_гр в будущем равно весу груза = 2500 кг.

G_т – вес тележки, принимаемый конструктивно = 800 кг

D_к – диаметр ходового колеса

Принимаем максимально допустимый = 200 мм

d – диаметр цапфы колеса

Для колёс диаметром 200 мм, d = 60 мм

к – коэффициент трения сечения

f – коэффициент трения в цапфе колеса для подшипников качения f = (0.015÷0.02)

W_тр = 2500 + 800/0.2(2 * 0.03 – 0.02 * 0.06) = 970

W_y = (G_гр + G_т) * α

α – допустимый угол наклона подтележечных путей

α = 0.02

W_y = (2500 + 800) * 0.002 = 6.6

Исходя из того, что кран работает в помещении, сопротивление от ветровой нагрузки можно не учитывать.

W = 970 + 6.6 + 0 = 976.6

2.3.2 РАСЧЁТ И ВЫБОР КАНАТА

2.3.2.1 Определяем разрывное усилие по формуле (2.1)

S_разр ≥ S_max * n

S_max по формуле (2.2)

S_max = 872* (1 – 0.97/(1 – 0.97) = 872 Н

S_разр = 872 * 5 = 4360 Н

Для механизма передвижения крановой тележки выбираем канат типа ЛК. Канат типа ЛК имеет большую гибкость, большую долговечность. У канатов этого типа поперечное сечение хорошо запаяно металлом. Наиболее подходящим для механизма является канат ЛКО, канат с одинаковым числом и диаметром проволочек в слое.

ЛКО 6 х 19 = 114 (ГОСТ 3079 – 80)

d_к = 6.2 мм

Площадь сечения всех проволочек 15.3 мм²

Расчётный предел прочности проволочек 180 кг/мм²

1. Определяем основные размеры блока

1. Определяем диаметр направляющего блока по формуле (2.3)

D_бл = 20 * 6.2 = 124 мм

1. Радиус канавки под канат по формуле (2.4)

r = 0.6 * 6.2 = 3.72 мм

2.3.3.3 Высоту канавки по формуле (2.5)

h_к = 2 * 6.2 = 12.4 мм

1. Ширину канавки по формуле (2.6)

в_к = 1.6 * 6.2 = 9.92 мм

Принимаем 10 мм

1. Длину ступицы по формуле (2.7)

l_ст = 2 * 10 + 3 = 23 мм

1. Определяем диаметр барабана по формуле (2.8)

D_б = 124 мм

1. Барабан приводится в движение посредством цепной передачи, расположенной на одном валу с барабаном, звёздочка вращается при помощи цепи.

Выбираю сварную круглозвённую цепь,

исполнение 1.

В₂ – 5*18 ГОСТ 191 – 82

d – диаметр прута цепи = 15 мм

t – шаг цепи, для типа В, t = 3.6 d, t = 3.6 * 15 = 78 мм

Определяем делительный диаметр звёздочки.

D₀ = t/sin(180/z) [6;110] (2.53)

z – число зубьев звёздочки, z = 96

D₀ = 78/sin(180/96) = 606.53 мм

Длину ступицы принимаем конструктивно l_ст = 150 мм

Максимальная нагрузка, действующая на цепь

S ≤ S_разр/к

где S_разр – разрушающая нагрузка

для d = 15 мм и t = 78 мм, S_разр = 93.2

к – запас прочности для ручного привода

к = 4.5

S = 93.2/4.5 = 20.7 Кн

2.4 РАСЧЁТ МЕТАЛЛОКОНСТРУКЦИИ

Консоль крана состоит из швеллеров. Колонна изготовлена из отрезков горячекатаной трубы ( ГОСТ 8732 – 78 ) материалом сталь 3 ( ГОСТ 380 – 71)

2.4.1 Расчёт консоли крана

2.4.1.1 Изгибающий момент в консоли крана

М_и = (Q + G_т) * 1 [3;340] (2.54)

Q – грузоподъёмность, кг

G_т – вес тележки, кг

l – вылет стрелы, см

М_и = (2500 + 800) * 450 = 485000 кг * см

2.4.1.2 Момент сопротивления сечения консоли

W = 2 * W_шв [3;340] (2.55)

W_шв – момент сопротивления,

Для швеллера № 20 W_шв = 197 см³ (ГОСТ 8240 – 72)

Материал швеллера сталь 3.

W = 2 * 197 = 394 см²

2.4.1.3 Определяем напряжение изгиба

G_и = М_и/W ≤ [G_и] [3;341] (2.56)

G_и – напряжение изгиба

[G_и] = 1400 Н/см²

G_и = 485000/394 = 1230.9 Н/см² < 1400 Н/см²

Условие выполняется, швеллер подходит.

2.4.2 Расчёт колонны

2.4.2.1 Суммарный опрокидывающий момент без учёта веса колонны крана равен изгибательному моменту в консоли крана М₀ = М_и = 485000 кг * см

2.4.2.2 Требуемый момент сопротивления поперечного сечения колонны

W = M₀/[G_и] [7;241] (2.57)

M₀ – суммарный опрокидывающий момент

[G_и] – допускаемое напряжение изгиба

W = 48.5 * 10³/14000 = 346.4 см³

Для дальнейшего расчёта принимаем конструктивные размеры колонны. Наружный диаметр D_m – 200 мм. Толщина стенки S = 8 мм. Внутренний диаметр D_внутр = 184 мм.

2.4.2.3 Момент поперечного сечения трубы

W = πD_m²/32 * (1 – D_внутр/D_н) [7;242] (2.58)

W = 3.14 * 20²/32 * (1 – 18.4/204) = 390.4 см³

2.4.2.4 Напряжение с учётом изгибающих нагрузок

σ_р = G_и + σ_ст = М₀/W + Q + G_т/F ≤ [σ_р] [7;242]

(2.59)

F – площадь сечения трубы

F = π/4 * (D_m² – D_внутр²) [7;243] (2.60)

F = 3.14/4 (20² – 18.4²) = 113.04

[σ_р] – допустимое напряжение = 12500

σ_р = (448.5 * 10⁵/390.4) +

+ (2500 + 800/115.04) = 12452.35 кг/см² < 12500 кг/см²

Условия выполняются. Выбранные размеры подходят.

Рис. 2.8 Колонна

2.5 Расчёт валов

2.5.1 Определяем размеры ступеней вала под барабан механизма подъёма.

Рис. 2.9 Схема вала

2.5.1.1 Определяем диаметр под полумуфту

d₁ = [6;43] (2.61)

М_к – крутящий момент на валу

М_к = М_б + η_подш + η_р [6;120] (2.62)

М_б – момент на грузоподъёмном барабане

η_подш – КПД подшипника

η_р – КПД редуктора

М_к = 1162 * 0.99 * 0.92 = 1058.3 Н * м

[τ] – допускаемое напряжение кручения = 20 Н/мм²

d₁ = = 43.7 мм

Округляем до стандартного значения d₁ = 45 мм.

2.5.1.2 Определяем длину под полумуфту

l₁ = (1.0 ÷ 1.5)d₁ [6;143] (2.63)

l₁ = 1.5 * 4.5 = 67.5 мм

Принимаю l₁ = 68 мм

2.5.1.3 Определяем диаметр под подшипник

d₂ = d₁ + 2t [6;144] (2.64)

где t – высота буртика

d₂ = 45 + 2 * 2.5 = 50 мм

2.5.1.4 Определяем длину под подшипник

l₂ = 0.6 * d₂ [6;144] (2.65)

l₂ = 0.6 * 50 = 30 мм

2.5.1.5 Определяем диаметр переходной ступени

d₃ = d₂ + 2 * t

d₃ = 50 + 2 * 3 = 56 мм

Принимаю длину переходной части конструктивно l₃ = 70 мм

2.5.1.6 Определяем диаметр под опору барабана на вал

d₄ = d₃ + 2 * t

d₄ = 36 + 2 * 3 = 62 мм

2.5.1.7 Определяем длину опорной ступени

l₄ = 0.8 * d₄ [6;144] (2.66)

l₄ = 0.8 * 62 = 49.6 мм

длину оси вала принимаю конструктивно l = 315.1 мм

2.5.2 Производим поверхностный расчёт вала

Рис. 2.10 Расчётная схема нагружения вала

2.5.2.1 Определяем силу, действующую от полумуфты

F_м = 100 * [6;110] (2.67)

где М_к – крутящий момент на валу

F_м = 100 * = 591.8 Н

2.5.2.2 Определяем реакции в вертикальной плоскости

R_ay = R_cy = 2500 Н

2.5.2.3 Определяем реакции в горизонтальной плоскости

R_cx = 931 Н

R_ax = 3430.2 Н

2.5.2.4 Определяем суммарный момент в точке В

М = [6;151] (2.68)

M_y – момент в вертикальной плоскости

М_x – момент в горизонтальной плоскости

М = = 386.4 Н * м

Для вала, изготовленного из стали 40 х.

σ_в = 900 МПа

σ_т = 750 МПа

С₁ = 410 МПа

2.5.2.5 Находим нормальное напряжение

σ_н = М * 10³/W_x [6;160] (2.69)

М – изгибающий момент в опасном сечении

W_x – осевой момент сопротивления

W_x = 0.1 * d³ [6;110] (2.70)

d – диаметр опасного сечения

W_x = 0.1 * 56³ = 17561.6 мм³

σ_н = 386.4 * 10³/17561.6 = 22 Н/м² (МПа)

2.5.2.6 Определяем касательное напряжение

τ_н = М_и * 10³/W_g [6;160] (2.71)

где W_g – полярный момент сопротивления

W_g = 0.2 * d³ [6;110] (2.72)

W_g = 0.2 * 56³ = 35123.2 мм³

τ_н = 35 * 10³/35123.2 = 11.5 МПа

2.5.2.7 Определяем амплитуду нормальных напряжений

σ_а = σ_м [6;160] (2.73)

σ_а = 22 МПа

2.5.2.8 Определяем амплитуду цикла касательных напряжений

τ_а = τ_н/2 [6;160] (2.74)

τ_а = 11.3/2 = 5.6 МПа

2.5.2.9 Определяем коэффициент концентрации нормальных напряжений

(К_σ)_d = К_σ/К_d + К_F – 1 [6;161] (2.75)

К_σ = 2.25; К_d = 0.86; К_F = 1

(К_σ)_d = (2.25/0.86) + 1 – 1 = 2.6

2.5.2.10 Определяем коэффициент касательных напряжений по формуле (2.75)

К_τ = 1.75; К_d = 0.77; К_F = 1

(К_τ)_d = (1.75/0.77) + 1 – 1 = 2.3

2.5.2.11 Определяем предел выносливости в расчётном сечении при изгибе

(σ_-1)_d = σ_-1/(К_σ)_d [6;161] (2.76)

(σ_-1)_d = 410/2.6 = 157.7 МПа

2.5.2.12 Определяем предел выносливости в расчётном сечении при кручении по формуле (2.76)

τ_-1 = 0.58 * σ_-1 [6;162] (2.77)

τ_-1 = 0.58 * 410 = 237.8 МПа

(τ_-1)_d = 237.8/2.3 = 103.4 МПа

2.5.2.13 Определяем коэффициент запаса прочности

S = S_σ * S_τ/ S_σ² + S_τ² ≤ [S] = 1.6 ÷ 4 [6;163] (2.78)

где S_σ – коэффициент запаса прочности при изгибе

S_σ = (σ_-1)_d/σ_a [6;163] (2.79)

S_σ = 157.7/22 = 7.1

S_τ – коэффициент запаса прочности при кручении

S_τ = (τ_-1)_d/τ_а [6;164] (2.80)

S_τ = 103.4/5.6 = 18.5

S = 7.1 * 18.5/ 7.1² + 18.5² = 3.1

S = 3.1 ≤ [S] = 4

Коэффициент запаса прочности находится в допустимых пределах. Условие выполняется, вал выдержит данную нагрузку.

2.6 ВЫБОР ШПОНОК

2.6.1 Выбираем шпоночные соединения с призматическими шпонками по ГОСТ 23360 – 78

Рис. 2.11 Шпоночное соединение

2.6.2 Выбираем параметры шпоночного соединения из таблицы К 42 для вала механического поворота

Таблица 2.7 Параметры шпоночного соединения

2.6.3 Выбираем параметры шпоночного соединения для вала барабана механизма подъёма из таблицы К 42.

Таблица 2.8 Параметры шпонок вала.

2.6.4 Проверочный расчёт шпонки под вал барабана механизма подъёма

σ_см = 2М_к/[d(0.9 * h – t₁)L] ≤ [σ_см]

Характеристики

Список файлов реферата