Расчет механизма подъема груза

Размещено на http://www.allbest.ru

Введение

Грузоподъемные машины и механизмы предназначены для перемещения грузов и людей по вертикали и передачи их из одной точки площади, обслуживаемой машиной, в другую. Конструкции этих машин чрезвычайно разнообразны. Их можно классифицировать по конструктивным признакам, по назначению, по характеру выполняемой ими работы.

Широкое применение в различных отраслях народного хозяйства находят стационарные и нестационарные поворотные краны. Нестационарные поворотные краны устанавливаются или на колесах, позволяющих им передвигаться к месту работы без груза с последующей установкой в рабочее положение на выносных опорах, или на платформах, перемещающихся по рельсовому пути уложенному на полу цеха. Простейшие стационарные поворотные краны на колоне имеют постоянный вылет стрелы, т. е. неизменное расстояние от центра тяжести груза до оси, вокруг которой поворачивается стрела. Эти краны могут поднять груз по вертикали и переместить в любую точку, расположенную на окружности, радиусом, равным вылету стрелы. Такие краны применяются для загрузки железнодорожных платформ и автомашин, для установки деталей на станках и т. п.

При необходимости расширения площади обслуживания крана применяют поворотные краны с переменным вылетом стрелы

1. Расчет механизма подъема груза

1.1 Исходные данные для расчета и выбор схемы механизма

На рисунке 1 представлена схема запасовки каната.

1 - барабан; 2 - канат; 3- направляющие блоки; 4 - блок подвески;

5 - грузозахватное устройство.

Рисунок 1 Схема запасовки каната механизма подъема

На рисунке 2 представлена кинематическая схема механизма подъема груза.

двигатель канат муфта



1 - электродвигатель; 2 - муфта с тормозом; 3 - редуктор; 4 - барабан.

Рисунок 2 Кинематическая схема механизма подъема

Необходимые данные для расчета механизма подъема груза:

Грузоподъёмность 6 т;

Вылет 24 м;

Скорость подъёма груза 24 м/мин;

Высота подъёма груза 38 м;

Режим работы тяжелый

1.2 Расчет и выбор каната

Максимальное натяжение каната определяется по формуле:

, (1.1)

где - вес груза;

- к.п.д. блока, можно принять для блока установленного на подшипники качения =0,98;

a-число ветвей каната, наматываемых на барабан, для одинарного полиспаста a =1;

n- количество направляющих блоков;

- кратность полиспаста =2.

Согласно правилам устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов, стальные канаты подбираются по разрывному усилию:

, (1.2)

где - коэффициент запаса прочности по табл.2. [4, стр.17] с учетом режима работы Zp =5.

F030153,9Ч5=150769,5Н=150,769кН,

Канат выбирается по разрывному усилию, канат двойной свивки типа ЛК-РО 6Ч36 проволок, с разрывным усилием не менее Sраз=171,5кН, d=18 мм [3, стр.246].

1.3 Расчет грузового барабана

Диаметр барабана, замеренный по центрам сечения витка каната, определяется по формуле:

, (1.3)

где - коэффициент выбора диаметров барабана, подбирается по справочной табл. [4] =22,4.

D122,4Ч18403,2 мм,

Диаметр барабана по дну канавки определяется по формуле:

D10=D1-d, (1.4)

D10=403,2-18=385,2

По нормальному ряду принимается D1=400мм [1].

Определяется длина нарезного барабана при работе с одинарным полиспастом:

, (1.5)

где - длина нарезной части барабана.

Длинна нарезной части барабана определяется по формуле:

, (1.6)

где t - резьбы барабана, t=(1,1ч1,23)·18=19,8ч22,14 и принимаем t=20 мм.

(0,02 м.) =-расстояние от торцов барабана до начала нарезки, можно принять: ==(2ч3)t=2·20=40мм.

Тогда длина нарезной части барабана:

=1310+40+40=1390 мм.

1.4 Расчет мощности и выбор электродвигателя

Определяется общий к.п.д. двигателя:

, (1.7)

где зб - к.п.д., учитывающий потери на барабане зб =0,94.

зм - к.п.д. передаточного механизма, для двухступенчатого редуктора зм=0,94.

зп - к.п.д. полиспаста зп=0,85.

з=0,94·0,94·0,85=0,75

Потребная мощность двигателя механизма подъема определяется по формуле:

, (1.8)

где m - масса груза m =6 т;

v - скорость подъема v=24м/мин;

- общий к.п.д =0,75.

N=кВт

Выбирается двигатель с мощностью 30 кВт типа МТF 412-6. Характеристики двигателя: n=970 об/мин. =0,675 кг, =345 кг. dв=65 мм., Mmax=932Hм., [2,стр241].

1.5 Кинематический расчет механизма

Определяется необходимое значение передаточного числа редуктора:

, (1.9)

где - число оборотов двигателя =970 об/мин;

- число оборотов барабана.

Число оборотов барабана определяется по формуле:

nб=, (1.10)

где v - скорость подъема v=24м/мин;

- кратность полиспаста=2;

D1 - диаметр барабана D1=0,4 м.

nб=об/мин.

Uоб=

По передаточному числу подбирается редуктор Ц2-500 [3, стр221], со следующими характеристиками: Up=10; nб=9 ; d1=80 мм. (быстроходный вал); d1=150 мм. (тихоходный вал).

1.6 Подбор муфт

Определяется крутящий момент на валу двигателя по формуле:

, (1.11)

где m - масса груза m=6 т;

- диаметр барабана =0,4 м;

Un - кратность полиспаста Un=2;

- общий к.п.д. механизма =0,75;

Up - передаточное число редуктора Up=10.

Выбирается стандартная муфта для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора.

Расчетное значение момента определяется по формуле:

ТР=К1ТС(Б), (1.12)

где -коэффициент режима работы, для тяжелого режима работы=1,3.

ТР=1,3·784=1019,2 H•м.

Выбирается муфта упругая втулочно-пальцевая. Характеристики выбранной муфты: d=d1=65 мм.; -быстроходный вал редуктора ; - вал электродвигателя; Mк=2000 H•м; I=4,8 кг• ; MT=1500 H•м; DT=400 мм .[3, стр308].

1.7 Подбор тормоза

Тормоз подбираем по тормозному моменту:

, (1.13)

H•м

где в - коэффициент запаса, для тяжелого режима работы, в=2.

Расчетный тормозной момент определяется по формуле:

ТТРАСЧ = вТТ=2·441=882 H•м, (1.14)

ТТРАСЧ =2·441=882 H•м. Выбирается тормоз типа ТКГ-400. Характеристики тормоза: Т=1500Н•м; DТ=400 мм.[3,стр284].

1.8 Проверка электродвигателя по условиям пуска

Определяется номинальный момент электродвигателя:

, (1.15)

где N - номинальная мощность двигателя N=30кВт; nдв - частота вращения двигателя nдв=970 об/мин.

Нм

Вычисляется кратность максимального момента по формуле:

, (1.16)

где ТМАХ -максимальный момент, берется из справочника ТМАХ=932Нм ;

- номинальный момент =295,4Нм.

Средний пусковой момент считается по формуле:

, (1.17)

Для определения времени пуска находится статический момент на валу двигателя:

, (1.18)

Рассчитывается время пуска по формуле:

, (1.19)

где Тс - статический момент на валу электродвигателя Тс=66,7Н•м;

Тпер - среднепусковой момент Тпер=629,2 Н•м;

Iр - момент инерции ротора Iр=4,8 кг•;

Iм - момент инерции муфты Iм =0,675 кг•;

(УJ)1=JP+JM=5,475 кг•;

K - коэффициент, учитывающий инерцию остальных вращающихся деталей передаточного механизма (кроме ротора и приводной муфты) к=1,1-1,2, принимается к=1,1.

сек.

Вычисляется ускорение подъема груза:

, (1.20)

где v - скорость подъема груза v=24 м/мин;

- время пуска =1,4сек.

м/

найденное ускорение находится в допускаемом промежутке значений для кранов общепромышленного назначения =0,2-0,6 м/

2. Расчет механизма передвижения тележки на канатной тяге

2.1 Исходные данные для расчета и выбор схемы механизма

На рисунке 3 представлена схема изменения вылета.

1 - каретка; 2 - грузовой канат; 3 - тяговый канат; 4 - привод;

5 - обводной блок.

Рисунок 3 Схема изменения вылета

Кинематическая схема механизма показана на рисунке 4.

1 - электродвигатель; 2 - муфта с тормозом; 3 - редуктор; 4 - муфта;

5 - нарезной барабан.

Рисунок 4 Схема изменения вылета

Необходимые данные для расчета механизма изменения вылета:

грузоподъемность - m=6 т

скорость передвижения тележки - v=20 м/мин

группа режима работы - режим тяжелый

2.2 Определение недостающих конструктивных параметров

Рассчитывается максимальная статическая нагрузку на одно колесо:

, (2.1)

где mгр - масса груза mгр=6000 кг.

mT - масса тележки принимается в интервале (mT=400-500 кг), принимается mT=400 кг, число ходовых колес принимается 4.

кН.

Выбирается стандартное колесо =30кН с диаметром мм,(Р24 ГОСТ 6368-82). [5,стр 39].

2.3 Определение сопротивления передвижению тележки

Сопротивление создаваемое силами трения определяем по формуле:

, (2.2)

где - коэффициент, учитывающий трение реборд колеса о головку рельса =2, [5, стр91];

- общая масса тележки и груза =+=6400кг;

f - приведенный коэффициент трения скольжения в подшипниках колес f=0,015, табл.2.14 [5, стр40];

- коэффициент трения качения колеса по рельсу=0,0003, табл.2.13

[5, стр40];

=(0,2-0,25)•D =0,2·0,2=0,04 м, принимается =0,4м.-диаметр цапфы оси в узле колеса.

кН.

Определяется сопротивление передвижению тележки:

WУ=W+Wy+WB, (2.3)

где Wy - сопротивление создаваемое уклоном пути (=0,002-уклон рельсового пути -принят для тележки 0,002) Wy=Gб=15688·0,002=31,36Н;

WB - ветровая нагрузка (рв=315, Fн=9м2 - площадь проветриваемого груза, принимается по таблице 1.2.10 [2, стр.54] ) WB =рв·Fн=315·9=2835Н.

WУ=752,64+31,36+2835=3619 Н

2.4 Выбор тягового каната

Определяется натяжение каната, связанное с преодолением трения в блоках грузового полиспаста:

, (2.4)

где m - масса груза и тележки m=6,4 т;

- к.п.д. блока =0,98.

Определяется натяжение тягового каната, связанное с преодолением центробежной силы от вращающегося груза и тележки:

, (2.5)

где L - максимальный вылет стрелы L=24м;

nКР - частота вращения крана nКР=0,62 об/мин.

Определяется натяжение тягового каната от собственного веса:

, (2.6)

где q - погонная масса каната q=0,4 кг/м [3, стр.246],

f - стрела провеса каната, f=(0.01ч0.02)LС=0,02·24=0,48, LС - длина стрелы LС=24.

Определяется максимальное натяжение каната (при закрепление концов каната на барабане):

, (2.7)

где FB - ветровая нагрузка FB =2835Н.

Определяется максимальное натяжение каната с использованием канатоведущего барабан по формуле:

, (2.8)

где е - основание натурального логарифма е=2.72;

f - коэффициент трения каната по барабану f=0.1ч0.15.

Для выбора каната определяется разрывное усилие:

F0?S·Zp , (2.9)

где S - максимальное натяжение каната S=5,7 кН;

Zp - коэффициент запаса прочности принимается по табл.2. [4, стр.17]с учетом режима работы Zp =5.

F0?5,7·5=28,5кН

По разрывному усилию подбирается канат двойной свивки типа ЛК-РО 6Ч36 проволок, с разрывным усилием не менее F =53кН, d=9,7 мм [3, стр.246].

2.5 Расчет грузового барабана

Определяется диаметр барабана замеренный по центрам сечения витка каната по формуле:

, (2.10)

где - коэффициент выбора диаметров барабана =22,4 табл.5.[4],

d - диаметр каната d=9,7.

D122,4Ч9,7217,3 мм

Определяется диаметр барабана по дну канавки:

D10=D1-d, (2.11)

D10=217,3-9,7=207,8 мм

По нормальному ряду принимается D1=250мм [1].

Определяется длина каната, уложенного на барабан в 3 витка:

ln=(?D1)·5, (2.12)

ln=(3.14·250)·5=3925 мм

Определяется длина нарезного барабана при работе со сдвоенным полиспастом:

Lб=2L1+L2+L3+L4, (2.13)

где - длина нарезной части барабана.

Длина нарезной части барабана определяется по формуле:

, (2.14)

где t=(1,1ч1,23)·9,7=10,67ч11,93 и принимается t=11 мм.

Тогда длина нарезной части барабана:

=-расстояние от торцов барабана до начала нарезки, можно принять: ==(2ч3)t=2·11=22мм.

L4=(120…200)=120мм

Подставив данные в формулу (2.13) общая длина нарезного барабана:

Lб=2·165+22+22+120=494 мм.

Определяется потребная мощность двигателя тяговой лебедки:

N=, (2.15)

где Smax - максимальное натяжение каната Smax=5692,2Н;

- скорость передвижения грузовой тележки =20м/мин;

- кпд всего механизма =0,75.

N=

Выбирается двигатель с мощностью 2,2 кВт типа МТF 012-6. Характеристики двигателя: n=890 об/мин. =0,029 кг, =345 кг. dв=28 мм, Mmax=56Hм., [3,стр246].

2.6 Кинематический расчет механизма

Определяется необходимое значение передаточного числа редуктора:

, (2.16)

где - число оборотов двигателя =890 об/мин; -число оборотов барабана. Число оборотов барабана определяем по следующей формуле:

nб=, (2.17)

где v - скорость передвижения грузовой тележки v=20м/мин;

- кратность полиспаста =2;

D1 - диаметр барабана D1=0,25 м.

nб=об/мин.

Uоб=

Принимается червячный редуктор типа 2Ч-80, характеристики редуктора: передаточное число =20, кН•м, диаметр быстроходного вала мм, диаметр тихоходного вала мм, .

2.7 Выбор муфт и тормоза

Для соединения вала двигателя с быстроходным валом редуктора выбирается муфта с тормозным шкивом.

Определяется статический момент на валу двигателя при торможении по формуле:

, (2.18)

где - максимальное натяжение каната с канатоведущим барабаном =5692,2Н;

Dб - диаметр барабана Dб=0,25м.

Н•м

Тормозной момент рассчитывается по формуле:

, (2.19)

где в - коэффициент запаса торможения в=1,2.

Выбирается тормоз типа ТКГ-160. Характеристики тормоза: Т=100Н•м; DТ=160 мм, mТ=25кг. [3,стр284].

2.8 Проверка двигателя по условиям пуска

Определяется номинальный момент электродвигателя:

, (2.20)

где N - номинальная мощность двигателя N=2,2кВт;

nдв - частота вращения двигателя nдв=890 об/мин.

Нм

Вычисляется кратность максимального момента по следующей формуле:

, (2.21)

где Тmax - максимальный момент на валу двигателя Тmax=56Нм;

-номинальный момент =23,6Нм.

Определяется пусковой момент:

, (2.22)

где - максимальное натяжение каната с канатоведущим барабаном =5692,2Н;

Dб - диаметр барабана Dб=0,25м;

(УJ)1 - суммарный момент инерции двигателя и ротора, (УJ)1=Jдв+Jр=0,269 кг•;

U - передаточное число механизма U=17,5;

- время пуска =1,4с.

Окончательный этап проверки электродвигателя по условиям пуска состоит в следующем:

, (2.23)

где -допускаемый коэффициент перегрузки (для электродвигателей типа МТК это пусковой коэффициент ,для всех остальных типов электродвигателей - максимальный коэффициент -отношение пускового момента к номинальному).

Находится допускаемый коэффициент перегрузки:

, (2.24)

где Tп и - пусковой и номинальный момент Tп =83,3 Н•м и =23,6 Н•м.

Условие проверки не выполняется. В связи с тем, что проверка не проходит, используется пускорегулирующую аппаратуру, и время пуска увеличивается до 4-5с. Принимается время пуска: tп=5с.

Найденный коэффициент перегрузки находится в пределах допустимого значения.

3. Расчет механизма поворота крана

3.1 Исходные данные для расчета и выбор схемы механизма

На рисунке 5 представлена схема крана.

Рисунок 5 Схема крана

На рисунке 6 представленна кинематическая схема механизма поворота.



1 - электродвигатель; 2 - муфта с тормозом; 3 - редуктор червячный;

4 - зубчатая передача.

Рисунок 6 Кинематическая схема механизма поворота:

Необходимые данные для расчета механизма поворота:

Грузоподъёмность 6 т;

Вылет 24 м;

Режим работы тяжелый

Частота вращения крана 0,62 об/мин

3.2 Определение недостающих параметров

Определяется масса крана:

(3.1)

где Н - высота подъема груза Н=38 м;

Q - грузоподъемность Q=6т;

R - максимальный вылет стрелы R=24м.

Определяется масса башни:

Gб=0,13·G, (3.2)

Gб=0,13·89,2=11,6 т

Определяется масса поворотной платформы:

Gпл=0,13·G, (3.3)

Gпл=0,13·89,2=8,03 т

Определяется масса стропы с полиспастом:

Gс=0,06·G, (3.4)

Gс=0,06·89,2=5,35 т

Определяется масса противовеса с консолью:

Gпк=0,34·G, (3.5)

Gпк=0,34·89,2=30,3 т

Определяется масса грузовой каретки:

Gк=0,01·G, (3.6)

Gк=0,01·89,2=0,9 т

Определяется вертикальная нагрузку:

W=(mпк+ mстр+ mгр )·g, (3.7)

где mпк - масса противовеса с консолью mпк=30,3т;

mстр - масса стропы с полиспастом mстр = 5,35т;

mгр - грузоподъемность mгр=6т.

W=(30,3+5,35+6)·9,8=408,17 кН

Определяется ветровая нагрузку:

РВ=(рв·Fн), (3.8)

где Fн - наветренная площадь Fн=177,4м2, рассчитанная по аналогу крана БКСМ-5-5, рв=qkcn=450·1·1·0.7=315 Па, где q-удельное давление крана, так как район установки крана ни известен, то принимаем q=450Па; k-коэффициент, учитывающий изменение динамической нагрузки по высоте, т.к. не известна высота над поверхностью земли, то принимаем k=1; с=0,7 - коэффициент аэродинамической силы; n - коэффициент перегрузки, для рабочего состояния принимаем n=1. [2,ст. 55].

РВ=(315·177,4)=55,9 кН

Определяется опрокидывающий момент крана:

Мопр=mстр·h1+ mгр·lmin- mпр·h3, (3.9)

где mпр - масса противовеса с консолью mпр=30,3т; mстр - масса стропы с полиспастом mстр = 5,35т; mгр - грузоподъемность mгр=6т;

lmin - минимальный вылет, принимаем по аналогу lmin=4,5м;

h1, h3 - плечи h1=11,9м, h3=7,9м.

Мопр=5,35·11,9+ 6·4,5- 30,3·7,9=148,7кН

Подбирается поворотный круг: вертикальная нагрузка 450 кН, горизонтальная нагрузка 161 кН, опрокидывающий момент 730 кН. Принимаем опорный круг №5, габаритные размеры: D=1900мм, В=157мм, m=977кг. [1]

3.3 Определение момента сопротивления вращению

Определяется момент сопротивления вращению крана, установленного на двухрядном шариковом круге:

, (3.10)

где м - приведенный коэффициент трения м=0,005;

М - опрокидывающий момент действующий на кран, М=730кН;

D - диаметр круга катания D=1,9м; =41,65:

3.4 Расчет пускового момента

Определяется суммарный момент инерции крана и груза:

, (3.11)

где m1 - масса стропы с полиспастом m1 = 5,35т;

m2 - грузоподъемность m2=6т;

m3 - масса противовеса с консолью m3=30,3т;

l1, l2, l3 - расстояния от центра тяжести частей крана до оси его вращения l1=11,9м, l2=4,5м, l3=7,9м.

кгм2

Определяется ориентировочный пусковой момент:

, (3.12)

где tn - время пуска для кранов второй группы с учетом ветровой нагрузки принимается в пределах 4ч10 с tn=6;

- частота вращения крана =0,62 об/мин.

3.5 Определение мощности и подбор электродвигателя

Определяется пусковая мощность двигателя:

, (3.13)

где; -к.п.д. механизма вращения. На данном этапе расчета невозможно точно знать значение к.п.д. механизма, поэтому принимается ориентировочно =0,7-0,8.

кВт

Потребная мощность двигателя:

, (3.14)

где цСР - средний коэффициент перегрузки цСР=0,7ч0,8, принимается цСР=0,8. №2.17[5]

кВт

Принимается электродвигатель типа МТF-112-6.Характеристики двигателя [2,ст. 241]: Р=5кВт; n=930об/мин; Мmax=137 Н•м;Iр=0,067 кг;d=35 мм; m=88кг.

3.6 Кинематический расчет механизма

Хорошим конструктивным решением является, если механизм вращения составлен из стандартного червячного редуктора с боковым расположением червяка и одной открытой зубчатой передачи, в таком случае передаточное число будет иметь вид:

Определяется передаточное число механизма:

, (3.15)

где -число оборотов в минуту крана;

-число оборотов выбранного двигателя:

Выбирается стандартный червячный редуктор типа 2Ч-80[3, стр.226]. Характеристики выбранного редуктора: Up=80; ; dб=25 мм; dт=35мм;

Мт=200 Нм

3.7 Подбор тормоза и муфт

В механизме вращения используется одна муфта, соединяющая вал двигателя с входным валом редуктора. Она подбирается по диаметрам соединяемых валов, а затем проверяется по передаваемому моменту. Так как на этом же валу устанавливается тормоз, есть смысл использовать муфту с тормозным шкивом.

Принимается муфта упругую втулочно-пальцевую с тормозным шкивом, параметры муфты [3,ст. 308]: dp=dб=35 мм; мм;Iм=0,24 кг•;

Рассчитывается тормозной момент по формуле:

, (3.16)

где - к.п.д. механизма с учетом потерь в редукторе и на зубчатой передаче будет: =0,9;

tт=(3ч5) - время торможения;

- передаточное число механизма =1500;

n - число оборотов двигателя n=930 об/мин;

Суммарный момент инерции вращающихся деталей насаженных на 1-ый вал механизма - вал двигателя:

, (3.17)

где момент инерции ротора электродвигателя и муфты, насаженной на него соответственно;

коэффициент, учитывающий силы инерции остальных деталей механизма: k=1,1-1,2, принимаем k=1,1.

По полученному тормозному моменту подбирается тормоз: тип-ТКТ-200 (ток переменный) [3,ст. 280], характеристики тормоза: Мт=160 Нм ;Dт=200мм; m=35 кг;

3.8 Проверка двигателя по условиям пуска

Расчетный пусковой момент определяется:

, (3.18)

Определяется номинальный момент двигателя:

, (3.19)

Среднепусковая кратность вычисляется по формуле:

, (3.20)

Где - среднепусковая кратность.

Определяется допустимый коэффициент перегрузки:

(Данное значение в ходит в указанный промежуток , следовательно, условие проверки выполняется)

3.9 Расчет открытой дополнительной зубчатой передачи

Определяется передаточное число зубчатой передачи:

, (3.21)

где Uз.п. - отношение расчетного передаточного числа к передаточному числу выбранного редуктора.

затем разбиваем как отношение чисел зубьев:

- число зубьев зубчатого венца,

- число зубьев вала шестерни, принимаем Z2=20.

Принимаем модуль m = 5. =1900мм - диаметр круга, - наружный диаметр вала шестерни.

Подсчитывается межосевое расстояние:

, (3.22)

принимается =200мм. [7]

Рассчитывается ширина зубчатых колес:

, (3.23)

где =0,315

4. Прочностные расчеты. Расчет узла барабана

4.1 Расчет барабана на прочность

Для стального барабана толщина стенки определяется по эмпирической формуле:

д=1.2d, (4.1)

где d - диаметр каната d =18мм.

д=1,2·18=21,6мм=0,022м

Проверяются стенки барабана на сжатие:

, (4.2)

где S - наибольшее натяжение ветви каната S=30153,9Па;

t=0,02м;

д - толщина стенки барабана д=0,022м.

Мпа,

Принимается материал для барабана Ст3, допускаемое напряжение на сжатие =160МПа [8].

; 68?160

Выбранный материал допускается использовать, т.к. допустимое напряжение на сжатие больше расчетного.

Определяется крутящий момент барабана:

MK=S(DБ +dК)/2, (4.3)

где DБ - диаметр барабана DБ=0,4м;

dК - диаметр каната dК=0,018м.

MK=30153,9(0,4 +0,018)/2=6302,2 Нм

Определяется напряжение кручения:

, (4.4)

Допускаемое напряжение кручения:

, (4.5)

Для материала Ст3 допустимое напряжение кручения

?; 1,26?48

Выбранный материал допускается использовать, т.к. допустимое напряжение на кручение больше расчетного.

4.2 Расчет оси барабана

Максимально действующая сила на барабан равна: S=30153,9Н, она направлена будет в сторону силы действия силы тяжести, тогда реакции, возникающие в местах опоры барабана на вал будут, направлены вверх и раны по модулю половине действующей нагрузке:

Рисунок 7 Схема расчета сечения барабана

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости и строим эпюру изгибающих моментов:

Реакции в опорах А и В определяются по формуле:

(4.6)

Изгибающий момент в точке (С) определяется по формуле:

, (4.7)

где RА - реакция в опоре RА=15,08кН;

х1 - расстояния от опоры до точки С (места приложения силы S) х1=0,74м:

В расчетном сечении определяется приведенный момент:

, (4.8)

Определяется диаметр оси:

, (4.9)

Принимается материал для оси Ст6, допускаемое напряжение на сжатие=230МПа [8].

4.3 Выбор и расчет подшипников

Так как число оборотов на вале n2=90 об/мин, значит проверяем по динамической грузоподъемности (при n>10 об/мин).

Номинальная долговечность в часах:

, (4.10)

где p - показатель степени; для шарикоподшипников р=3; для роликоподшипников р=10/3;

n=90 об/мин;

C=124 кН - динамическая грузоподъемность, принимается по подшипнику №316; [7]

Р - эквивалентная нагрузка.

, (4.11)

где V - коэффициент вращения колец подшипника; при вращении внутреннего кольца V=1; при вращении наружного кольца V=1,2

Ку - коэффициент нагрузки, Ку =1,1 -для осей;

Кт - температурный коэффициент; для температуры 1250 , КТ=1,05 принимается по ряду:

Рабочая температура подшипника, °С 125 150 175 200

Температурный коэффициент КТ…… 1,05 1,10 1,15 1,25

Fr - радиальное усилие:

Принимается шарикоподшипник радиальный однорядный ГОСТ 8338-75, №316: d=80мм, D=170мм, В=39мм, r=3,5мм, С=124кН. [7]

4.4 Расчет крепления каната к барабану

Крепление свободного каната к барабану может осуществляться несколькими способами. В нашем случае применим наиболее распространенный способ крепления-с помощью прижимных планок. Посчитаем усилие, вытягивающее канат из-под планки:

, (4.12)

где f-коэффициент трения между канатом и барабаном; рекомендуется f=0,12-0,16, принимаем f=0,14;

-угол обхвата барабана дополнительными (неприкосновенными) витками n, обычно n=1,5-2,0 витка, тогда.

Н.

Определяется диаметр винта по формуле:

(4.13)

где z - число винтов z=2

Принимаем винт ГОСТ 1491-72, 16х11, 4 штуки. [6]

Размещено на Allbest.ru

...