Расчет механизма подъема груза

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Расчет механизма подъема груза

1.1 Разработка схемы механизма подъема груза

1.2 Выбор каната (цепи)

1.3 Выбор крюковой подвески (крюка)

1.4 Выбор электродвигателя

1.5 Определение основных размеров барабана (звездочки), блоков

1.6 Выбор редуктора и проверка его прочности

1.7 Уточнение размеров барабана и проверка его прочности

1.8 Выбор муфты

1.9 Проверка электродвигателя на время разгона груза при подъеме

1.10 Выбор тормоза, проверка времени торможения при опускании груза, проверка колодок тормоза на износостойкость и отсутствие перегрева, выбор электромагнита тормоза

1.11 Окончательная компоновка лебедки механизма подъёма груза

1.12 Выбор концевого выключателя для ограничения высоты подъема крюка и разработка схемы установки ограничителя

2. Разработка металлоконструкции и опор поворотного крана

2.1 Разработка расчетной схемы металлоконструкции крана

2.2 Подбор подшипников для опор крана и определение размеров цапф под подшипники

2.3 Определение продольных и поперечных усилий в элементах металлоконструкции крана (стреле, подкосе, растяжке, колонне)

2.4 Проверочный расчет элементов металлоконструкции крана

3. Определение усилия для поворота крана

4. Конструирование опорной части и определение размеров фундаментных болтов

Список использованной литературы



1. Расчет механизма подъема груза

электродвигатель поворотный кран опорный

Рассчитать механизм подъема груза при следующих исходных данных:

-грузоподъемность крана Q = 1600 кг ( вес груза G = Q g = 15680 Н );

-скорость подъема груза VГР = 0,25 м/с;

-высота подъема крюка Н = 2,5 м;

-режим работы механизма «Л» (группа режима работы 3м);

-продолжительность включения ПВ = 15 %;

-привод машинный.

1.1 Разработка схемы механизма подъема груза

Необходимая кратность полиспаста

где n - число канатов, набегающих на барабан (n = 1 для одинарного кратного полиспаста, n = 2 для сдвоенного кратного полиспаста).

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1



1.2 Выбор каната

Максимальное натяжение каната, набегающего на барабан

где ТС - КПД талевой системы.

ТС = ПОЛ t = 0,99 0,98 1 = 0,97,

где ПОЛ - КПД полиспасты ; t - количество отклоняющих блоков.

где з = 0,98 - КПД одного блока на подшипниках качения [1, с.54].

Разрывное усилие каната

FРАЗ = F max • K = 8,08 • 5,5= 44,6 кН,

где K = 5,5 [1, с.55] - коэффициент запаса прочности по нормам Ростехнадзора (при машинном приводе, легком режиме работы).

По разрывному усилию FРАЗ = 44,6 кН выбираем канат двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6Ч19 по ГОСТ 2688-80 [1, с.277] по условию [FРАЗ] = 45,45 кН > FРАЗ = 44,6 кН.

Канат 9,1 - Г - I - Н - 1764 ГОСТ 2688-80,

где 9,1 - диаметр каната d К , мм [3, с.57] ;

Г - грузовой канат;

I - 1 марки ;

Н - нераскручивающийся;

1764 - маркировочная группа, МПа.

1.3 Выбор крюковой подвески (крюка)

При а = 2 подбираем крюковую подвеску с наибольшей грузоподъемностью 3 т, с одним рабочим блоком диаметром 200 мм [ 1, с.25 ]. Масса крюковой подвески mкп=58 кг.:

Грузоподъемность в т	D	S	b1	b2	b	b3	b4	h	h1	h2	h0	масса
3	65	50	120	200	136	196	280	680	255	140	140	58

Рисунок 2.2

1.4 Выбор электродвигателя

Необходимая статическая мощность двигателя при подъеме максимального груза в период установившегося движения:



где МП - КПД механизма подъема груза .

МП = ТС БАР М ТШ РЕД = 0,97 0,99 0,98 0,98 0,93 = 0,86,

где БАР - КПД барабана;

М - КПД муфты;

ТШ - КПД тормозного шкива;

РЕД - КПД цилиндрического двухступенчатого редуктора.

Выбираем ближайший по мощности крановый электродвигатель, можно в меньшую сторону до (0,7 0,8) NСТАТ МАХ [1, с.315]. Двигатель МТKF 111-6 c NДВГОСТ = 4,5 кВт ( при ПВ = 15 % ), с nДВ = 825 об / мин.

Рисунок 2.3

Максимальный момент, развиваемый двигателем при перегрузках

ТДВ МАХ = 105 Н·м; момент инерции ротора двигателя JР = 0,045 кг м2 ; масса двигателя m ДВ = 70 кг; диаметр вала двигателя d ВАЛА = 35 мм ; длина выходного конца вала l ВАЛА = 80 мм; расстояние от опорной поверхности до оси вала двигателя h = 132 мм; диаметр отверстия для болта 17 мм.

Угловая скорость вращения вала двигателя:



Номинальный момент, развиваемый двигателем:

1.5 Определение основных размеров барабана (звездочки), блоков

Предварительный диаметр барабана для стальных канатов (по дну нарезки ) и диаметр блока можно принять одинаковыми, вычислив по формуле

D Б ПР d К e = 9,1· 16 = 146 мм ,

где е - коэффициент, регламентируемый нормами Ростехнадзора (для стреловых кранов при легком режиме работы е = 16 [1, с. 59] ) .

Остальные размеры барабана определяются при уточнении диаметра барабана, после подбора стандартного редуктора.

1.6 Выбор редуктора и проверка его прочности

Требуемое передаточное отношение редуктора:

где - требуемая угловая скорость вращения барабана.



где VБАР - окружная скорость барабана, равная скорости набегающей ветви каната VК, м /с .

VБАР = VК = VГР а = 0,25 2 = 0,5 м / с .

Выбираем горизонтальный двухступенчатый цилиндрический редуктор типа

Ц 2 - 250 с передаточным отношением i РЕД = 16,3 > iТРРЕД = 12,61.

При легком режиме работы, передаваемая входным валом редуктора номинальная мощность, NРЕД ВХ = 18,5 кВт при nРЕД ВХ = 750 об / мин [1, с.319]. Диаметр конического конца входного вала dВХ = 30 мм; диаметр цилиндрического конца выходного вала dВЫХ = 65 мм; масса редуктора mРЕД = 86 кг.

Номинальный момент, передаваемый входным валом редуктора:

Так как Т РЕД ВХ = 236 Н·м > ТДВ НОМ = 52,1 Н•м - прочности редуктора достаточно.

1.7 Уточнение размеров барабана и проверка его прочности

Уточняем угловую скорость барабана



Уточняем диаметр барабана по дну нарезки

мм.

Шаг винтовой нарезки на барабане р = d K + 23 мм = 9,1 + 2,9 = 12 мм.

Тогда рабочая длина барабана при использовании одинарного кратного полиспаста LР = z · р = 16 •12 = 192 мм ,

где z - число витков каната на барабане при однослойной навивке.

где z 0 - количество неприкосновенных витков, требуемых правилами Ростехнадзора, для разгрузки деталей крепления каната ;

z КР - количество витков, необходимых для крепления конца каната .

НП = Н + А + В = 2500 + 100 + 200 = 2800 мм,

где Н - высота подъёма крюка;

А - ход грузозахватного устройства от начала его взаимодействия с ограничителем подъёма крюка до остановки этим ограничителем;

В - страховочное расстояние, требуемое правилами Ростехнадзора, от остановленной ограничителем крюковой подвески до неподвижного блока.

Из условия технологии изготовления чугунного барабана толщину стенки задаем по эмпирической формуле

0,02 D Б + (6 10 мм) = 0,02 177 + (6 10) = 10 мм (или 1,2 d К),

Прочность стенки барабана проверяем только на сжатие, так как

где КСЛ - коэффициент, учитывающий число слоёв каната на барабане,

р - шаг нарезки.

Допускаемые напряжения на сжатие можно определить по [5, с. 125] или по приближенным формулам [уСЖ]ЧУГУН СЧ 20 = 0,5 В = 0,5 200 = 100 МПа;

Так как СЖ = 67.3 МПа < [СЖ] = 90 МПа - прочность обеспечивается.

Т.к длина барабана LР = 192 < 3DБ = 528,то цилиндрическую стенку барабана не следует проверять так же на совместное действие изгиба и кручения.

1.8 Выбор муфты

Расчетный момент для выбора муфты:

ТРАСЧ = ТДВ НОМ • К1 · К2 = 52,1 • 1,3 • 1,1 = 74,4 Н•м,

где К1 - коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма (для механизма подъема груза К1 = 1,3 [1, с.42] ) ;

К2 - коэффициент, учитывающий режим работы механизма (К2 = 1,1 для режима работы «Л» [1, с.42] ) .

Принимаем муфту МУВП 125 -30 - II, 1 - 32 - I, 1 по ГОСТ 21424-75 с номинальным крутящим моментом ТМ НОМ = 125 Н•м > ТРАСЧ =74.4 [3, с.338].

Диаметр конического отверстия для вала редуктора 30 мм. Диаметр отверстия для вала электродвигателя растачиваем до 35 мм. Момент инерции муфты JМ = 0,1 кг·м2 [3, с. 340]. Масса муфты m М = 20 кг.

1.9 Проверка электродвигателя на перегрузку в период пуска

с,

где Jпр ввращ, Jпр пост - приведенные к валу двигателя моменты инерции, соответственно вращающихся и поступательно движущихся масс механизма подъёма груза;

Тдв пуск ср - средний пусковой момент двигателя;

Т сопр стат - момент сил статистического сопротивления вращению вала двигателя при подъёме груза без ускорения.

JПР ВРАЩ = ( J Р + J М ) · д = ( 0,045 + 0,125 ) · 1,25 = 0,213 кг м2,

где - коэффициент, учитывающий влияние остальных вращающихся масс привода (валов и колёс редуктора, тормозного шкива, барабана и т.д.)

Для электродвигателей с короткозамкнутым ротором (MTKF, MTK, 4А) средний пусковой момент можно принимать [1, c.36]

,

где Т ДВ МАХ - максимальный момент, развиваемый двигателем при перегрузках, приводится в каталогах на двигатели [1, c.315];

.

Среднее ускорение груза при таком времени:

Wср = Vгр/tр = 0,25/0,92 = 0,27 м/с2

Можно перейти к меньшей мощности двигателя.

1.10 Выбор тормоза, проверка времени торможения при опускании груза, проверка колодок тормоза на износостойкость и отсутствие перегрева, выбор электромагнита тормоза

Так как тормозной шкив устанавливается на валу двигателя момент статического сопротивления на валу тормоза при опускании груза вычисляем по формуле

Т/Сопр стат = ТСопр стат 2МП = 52,11 0,86 2 = 38,5 Нм .

Необходимый момент торможения по нормам Ростехнадзора

Т ТОРМ = Т/Сопр стат в = 38,5 1,5 = 57,8 Н м,

где в - коэффициент запаса торможения (1,5 - для легкого режима [3, с.66]).

Выбираем двухколодочный тормоз ТКТ - 200 [1, с.340] по условию: ТТОРМ МАХ = 160 Нм > ТТОРМ = 57,8 Нм.

Наибольший тормозной момент Т ТОРМ МАХ = 160 Нм .

Диаметр шкива D = 200 мм .

Масса тормоза m Т = 37 кг .

а 1 = 135 мм, а 2 = 305 мм ;

l М = 200 мм, l 1 = 36 мм .

Ширина колодок В = 90 мм,

угол охвата колодки = 70 0.

Определяем время торможения при опускании груза.

где J/ ПР ПОСТ - приведенный к валу двигателя момент инерции поступательно движущихся масс (при опускании груза).

J/ ПР ПОСТ = J ПР ПОСТ 2МП = 0,016 0,86 2 = 0,012 кгм2 .

Наибольшая допускаемая длина пути торможения механизма подъема груза, при легком режиме [1, c.31] [S] = VГР / 2 = 0,25 / 2 = 0,125 м.

Максимально допустимое время торможения

t Т МАХ = [S] / (0,5 VГР) = 0,125 / (0,5 0,25) = 1 с = t Т = 1 с.

Необходимо увеличивать Т ТОРМ.

Проверяем колодки на износостойкость и отсутствие перегрева.

Необходимое усилие прижатия колодок для торможения шкива

где f - коэффициент трения асбестовой ленты по чугунному шкиву [1, с.46].

Среднее давление на рабочей поверхности колодок

Так как q = 0,075 МПа < [q] = 0,6 МПа [1, с.46] - износостойкость накладок на колодках обеспечивается.

Так как q V = 0,075 8,64 = 0,65 МПам/с < [qV] = 5 МПам/с - перегрева накладок не будет, где V = ДВ D/2 = 86,4 0,2/2 = 8,64 м/с .

Выбираем электромагнит по моменту якоря.

Необходимая на конце рычага колодки сила для торможения

где РС - КПД рычажной системы тормоза.

Необходимое усилие основной пружины тормоза

F0 = F + FВ = 384,7 + 40 = 424,7 Н,

где FВ - усилие вспомогательной пружины (рекомендуется 40 Н).

Необходимое для раздвигания колодок усилие электромагнита

Необходимый для раздвигания колодок момент якоря электромагнита



ТМ = FМ lМ = 76,5 0,2 = 15,2 Нм.

Выбираем электромагнит МО - 200 Б с максимальным моментом якоря электромагнита ТМ = 40 Нм > ТМ = 15,2 Нм и максимальным ходом якоря hМ МАХ = 21 мм [5, с.431].

Необходимый для раздвигания колодок ход якоря электромагнита

где л - рекомендуемый установочный зазор между колодкой и шкивом ( = 0.8 мм [1, с. 46] ) ;

1,1 - коэффициент, учитывающий люфты в шарнирах рычажной систем тормоза .

Так как у электромагнита МО - 200 Б hМ МАХ = 21 мм > hМ = 20 мм - выбранный электромагнит подходит для установки на тормоз.

1.11 Окончательная компоновка лебедки механизма подъёма груза

Проведенные расчеты показывают, что предварительно выбранная на рисунке 2.1 схема компоновки лебедки остаётся без изменений.

1.12 Выбор концевого выключателя для ограничения высоты подъема крюка и разработка схемы установки ограничителя

При нажатой кнопке концевой выключатель включен, и через него питается электрооборудование лебедки механизма подъема. Если рабочий, управляющий краном «зазевается» и не включит механизм подъема при подходе крюковой подвески к верхнему положению, то подвеска приподнимет рычаг, и его воздействие на концевой выключатель прекратится. В результате под воздействием пружины, расположенной внутри выключателя, его кнопка и рычаг перемещаются и электрическая цепь, питающая лебедку, разрывается. Дальнейший подъем прекращается.

Крюковая подвеска при этом останавливается ограничителем несколько выше верхнего положения, которым определяется высота подъема. Чтобы не сломать концевой выключатель ставят упор.

Выбираем стандартный концевой выключатель, именуемый «Выключатель путевой».

2. Разработка металлоконструкции и опор поворотного крана

2.1 Разработка расчетной схемы металлоконструкции крана

Расчетная схема металлоконструкции крана (рисунком 3.1) изображается с соблюдением пропорций в масштабе уменьшения. Исходными данными для построения являются технические характеристики крана и результаты расчета механизма подъема груза.

В рассматриваемом примере:

- высота подъема груза Н = 2,5 м;

- грузоподъемность крана Q =1600 кг, вес груза G = 15680 Н;

- масса редуктора Ц2-250 m РЕД = 86 кг, длина 515 мм, высота с рамой лебедки 310+120 = 430 мм, от основания редуктора до оси вала 160 мм [1, c. 320];

- масса двигателя MTKF 111-6 mДВ = 70 кг, расстояния между болтами крепления 220 х 150 мм, от лап до оси вала 132 мм, диаметр вала 35 мм [1, c. 316];

- масса тормоза ТКТ - 200 m Т = 37 кг, расстояние от основания до центра тормозного шкива 170 мм [1, c. 340];

- масса крюка m КР = 58 кг, высота Н КП = 535 мм [5, c. 25];

- диаметр барабана D б =177 мм, диаметр блоков по наружному диаметру 230 мм;

- максимальное натяжение каната FМАХ = 8080 Н;

- ход грузозахватного устройства от начала его взаимодействия с ограничителем высоты подъема груза до остановки этим ограничителем А = 100 мм;

- страховочное расстояние Ростехнадзора от остановленной ограничителем крюковой подвески до блока В = 200 мм.

Находим высоту подвижной колонны h = 1950 мм.



h = h1 +h3 +200= 1600+150+200=1950мм

Отложив, от оси грузозахватного устройства влево величину вылета крана “a” - находят положение оси неподвижной колонны.

Вычислив, по существующим рекомендациям [ 7, с.60 ], размер

h1 (0,4 0,1) а = (0,4 0,1) 3200 = 1600 мм - находят положение подкоса.

Длину консоли можно принять

В итоге получаем: длину стрелы (с учетом нахлеста с колонной) lС =3400 мм, длину подкоса lп = 3730 мм.

lC = а + 0,2 = 3,4 м ; lп = .

Далее находят точки приложения сил ai и величины сил Gi :

GС - веса стрелы; GП - веса подкоса;

GР - веса растяжки; GЛ - веса лебедки;

GПР - веса противовеса; GКОН - веса консоли для противовеса;

GКП - веса подвижной колонны; GКН - веса неподвижной колонны;

FX - осевой нагрузки на упорный подшипник;

FR - радиальной нагрузки на радиальные подшипники.

а = 3,2 м; аЛ = аКП = 0,5 м; аС = аП = 1,6 м;

Предполагая изготовить подвижную колонну из двух швеллеров № 20а, а стрелу и подкос, каждую из двух швеллеров № 10, определяют:

GКП =

GС =

Gп = ;

GЛ ? 1,6 (mРЕД + mДВ + mТ) · g = 1,6 (86 + 70 + 37) · 9,8 ? 3026 Н,

где q - масса одного метра швеллера, кг [ 7, c. 140 ];

g - ускорение свободного падения , м / с2;

l - длины швеллеров, м.

В этих формулах коэффициентом 1,15 учитывают массы накладок и косынок на стреле, подкосе и колонне, а коэффициентом 1,6 учитывают массы остальных элементов лебедки (муфты, рамы лебедки, крепежа и т.д.).

Неподвижную колонну предполагается изготовить из трубы. Ориентировочный наружный диаметр трубы можно определить из условия прочности неподвижной колонны на изгиб

,

где - опрокидывающий момент, действующий на кран;

0,8 - коэффициент, учитывающий возможность направления в сечении колонны, отличные от изгибных;

- допускаемое напряжение изгиба для материала колонны.

При S2= Н,

м,

Определяем опрокидывающий момент

МОПРОК = G a + Gп ап + GС аС + GЛ аЛ - Ms=15680 3,2 + 722 1,6 +658 1,6 + 3026 0,5 - 1451 = 52446 Нм.

Определяем диаметр трубы



; .

Выбираем трубу с наружным диаметром

;

Внутренний диаметр трубы .

Вес колонны из стальной трубы можно вычислить по формуле:

GKH=, где

Тогда GKH=.

2.2 Подбор подшипников для опора крана и определение размеров цапф под подшипники. Подбор подшипников для отклоняющего блока

Радиальная нагрузка на подшипники верхней и нижней опор

FR = МОПРОК / h = 52446 / 1,95 = 26895 Н .

Такую нагрузку выдержит радиальный сферический шариковый «Подшипник 1217 ГОСТ РФ 5720-75» c размерами: d = 85 мм , D = 150 мм,

В = 28 мм, у которого С0 = 28500 Н > FR = 26895 Н [8, c. 135] .

при выбираем роликовый сферический двухрядный Подшипник 3003144 ГОСТ 5721-75 с размерами d = 220 мм , D = 340 мм, В = 90 мм. Осевая нагрузка на упорный подшипник



FX = G + GП + GЛ + GС + GКП = 15680 + 722 + 3026 + 658 + 857 = 20939 Н

Такую нагрузку выдержит упорный шариковый «Подшипник 8104 ГОСТ РФ 6874-75» с размерами: d = 20 мм, D = 35 мм, В = 10 мм, у которого

С0 = 21,2 кН > FX = 20,939 кН.

Радиальные шарикоподшипники отклоняющего блока, в отличие от опор крана, подбираются по динамической грузоподъёмности С, так как частота вращения блока

где Р - эквивалентная радиальная динамическая нагрузка на подшипник, Н;

Lh - требуемый ресурс подшипника, ч;

nбл - частота вращения блока, об/мин;

а23 - коэффициент пересчёта стендовой грузоподъёмности к реальным условиям эксплуатации.

Н,

где V - коэффициент вращения (при вращение наружного кольца v=1,2);

FRБЛ - радиальная нагрузка на два подшипника блока, Н;

Кб - коэффициент безопасности.

Радиальная нагрузка на подшипники можно найти как геометрическую сумму векторов натяжений каната до и после блока (графически и аналитически):

Выбираем «Подшипник 208 ГОСТ 8338-75» d = 40 мм; D = 80 мм, В = 1 мм, у которого С0 = 32 кН > С = 26,89 кН.

2.3 Определение продольных и поперечных усилий в элементах металлоконструкции крана (стреле, подкосе, подвижной и неподвижной колонне)

Продольные усилия в стреле и подкосе, с небольшими допущениями, можно определить, как в стержнях фермы с шарнирными узлами в месте сварки.

Определяют силы, приходящиеся на узлы фермы от натяжения каната и сил тяжести: груза, лебедки, стрелы и подкоса.

Из равенства моментов сил относительно узлов I, II и III

; ,

видно , что распределение сил по узлам обратно пропорционально расстояниям до узлов от точки приложения соответствующих сил. Тогда

Н; Н

;

Сумма вертикальных сил, действующих на первый (I) узел фермы

FВЕРТ НА 1 УЗЕЛ = GI + GC I + GП I + GЛ=

15,680+0,329+0,361+0,946-2,5-0,453= 14,363 кН.

Определяют продольные усилия в основном элементе стрелы и подкосе.

Векторы сил в силовом многоугольнике, составленном из сил, действующих на первый узел фермы, пропорциональны длинам стержней фермы.

2.4 Проверочный расчет элементов металлоконструкции крана

Расчет основного элемента стрелы

Определяют реакции опор, в соответствии с рисунками 3.2 и 3.4

RI = RB = GС I - FMS I = 0.329-0.453 = -124 Н;

RII = RA = GСII + FMS II = 0.329+0.453 = 782 Н.

Строят эпюру продольных сил:

NB = FС - FМАХ = 32,26- 8.08 = 24,34Н;

NВ = NА = 24,34 кН,

Строят эпюры изгибающих моментов

M ИB = M S = 1451 H?м;

M ИD = RI ? (a - aC ) + M S = 124·(3.2-1.6)+ 1451 = 1649 H?м;

M ИА =0.

Проверяют прочность основного элемента стрелы в опасном сечении D

где WX - момент сопротивления изгибу сечения одного швеллера;

А - площадь поперечного сечения одного швеллера.

Допускаемое напряжение в сечении швеллера из стали Ст 3 при легком режиме работы [у] = 160 МПа [4, с.223].

Прочность основного элемента стрелы из двух швеллеров №10 обеспечивается.

Расчет подкоса

Определяют реакции опор, в соответствии с рисунками 3.2 и 3.5

RI = -GП I - GЛ I + FМАХ I =-0.361-0.946+2.5=1.193 Н;

RIII = -GП III - GЛ III + FМАХ III = -0.361-0.946+5.1=3.793 кН.

Строят эпюру продольных сил

NB = -FП - RI ? cos 66 0 = -37.76 - 1.193 ? cos 66 0 = -37.3 кН;

= ND =NB - GП ? cos 66 0 = - 37,3 - 0,722 ? cos 66 0 = -37,6 кН;

= ND - 0,5 GЛ cos 66 0 = -37,6 - 0,5·3,026? cos 66 0 = -38.2 кН;

Строят эпюру изгибающих моментов

Проверяют прочность подкоса в опасном сечении Е

где - коэффициент продольного изгиба, зависящий от гибкости подкоса л.

Таблица 3.1 - Коэффициент продольного изгиба [ 2, c.243 ]

Гибкость	0	20	40	60	80	100	120	140	160
Коэффициент	1	0,97	0,92	0,86	0,75	0,60	0,45	0,36	0,29

где - коэффициент приведения длины подкоса (если оба конца шарнирных - = 1);



Так как колонна и подкос из трубы с диаметрами и , то радиус инерции

где lП - расстояние между приваренными накладками (lП=1м).

Коэффициент выбираем по большей гибкости

Допускаемое напряжение в сечении швеллера из стали Ст 3 при легком режиме работы [у] = 160 МПа [2, с.223].

Прочность стрелы из двух швеллеров №10 обеспечивается.

Расчет поворотной колонны

Строят эпюру продольных сил

От силы тяжести подвижной колонны:

NКПА=0;

От остальных сил:

FПХ = FП · sin б = 35.3 ? sin 240 = 14.4 кН;

FПУ = FП ? cos б = 35.3 ? cos 240 = 32.3 кН .

Проверяют прочность колонны в наиболее нагруженном сечении В

Допускаемое напряжение [у] = 160 МПа [4, с.223]

В = 4,1 МПа < [у] = 160 МПа.

Следовательно, прочность колонны обеспечивается.

Расчет неподвижной колонны

Строим эпюру изгибающих моментов

МИА = FRA ? h = 26,895 ? 1,95 = 52,4 кН?м;

МИВ =0.

От силы тяжести неподвижной колонны:

NКПВ=0;

Проверка прочности:

Fсж= FX + GКН = 20,939 + 1,569= 22,5кН;

где ;

;

;

;

Условие прочности выполняется.

3. Определение усилия для поворота крана

Для определения усилия поворота крана необходимо определить момент сопротивления вращения:

Тсопр ст= Ттр+ Тнакл + Тветр =50,41+219,8+0 =270,2 Н·м,

где Тсопр ст - статический момент сопротивления (действует при вращении крана с постоянной V);

Тветр=0;

Тнакл - сопротивление повороту крана от наклона оси колонны крана;

Тнакл = (G·a + GП· аП + GЛ· аЛ + GС· аС )·sinб = (15680·3,2+722·1,6+658·1,6+3026·0,5)·0,004 = 219,8 H·м;

Ттр- сопротивление повороту крана от сил трения в опорах;

Tтр = T1 + T2 + T3 = 29,58 + 11,43 + 9,4 = 50,41 Н·м,

где T1 = FR fB db/2 = 26895·0,01·0,220/2 = 29,58 Н·м - момент сил трения в радиальных подшипниках верхней опоры;

T2 = FR f'Н dН/2 = 26895·0,01·0,085/2 = 11,43 Н·м - момент сил трения в радиальных подшипниках нижней опоры;

= 20939·0,015·0,060/2 = 9,4 Н·м - момент сил трения в упорном подшипнике нижней опоры, где f - приведенный коэффициент трения в верхней и нижней опорах.

f'= 0,1, если ПС

f'=0,01, если радиальные ПК

f'=0,015, если упорные ПК

Проверяем возможности рабочего самостоятельно без приспособлений повернуть кран с грузом.

Определяем силу сопротивления:

Fсопр=Tсопр/а = 270,2/ 3,2 =84,4 Н

Усилие рабочего определяется по формуле:

Fраб=Fсопр/cos45= 84,4/0,707=119,4Н

Fраб=119,4 < 200H - рабочий может перемещать груз без применения дополнительных механизмов.



4. Конструирование опорной части и определение размеров фундаментных болтов

Рисунок 5.1

a=1000 мм; b=600 мм; l=800 мм; Fx=20939 H; [усм]бетон=3 МПа; FR=26895 H;

M = МОПР = 52446 Н·м;

а) Определяем напряжение в основании кронштейна

где F`X= FX + GКН = 20939 + 1530 = 22469 Н

Определим напряжение от момента:

;



где ;

Запишем условие неразрушения бетонной опоры у правой кромки:

;

;

;

;

Условие нераскрытия стыка у правой кромки

;

;

.

Тогда сила затяжки вычислится

в) Находим полную нагрузку на болт

Fб = FЗАТ + ч · FВН = 45500 + 0,12 · 27854 = 47542 Н;

где



Окончательно принимаем диаметр болта:

dГОСТ = 24 мм.



Список использованной литературы

1. Методические указания для выполнения лабораторного практикума по курсу «Детали машин и подъемно-транспортные устройства» / Сост. В.А. Беляев и др.. - Уфа: Ротапринт филиала УГТ-2 Госкомиздата БАССР, 1982.- 30 с.

2. Методические указания к выполнению лабораторного практикума по курсу «Детали машин и подъемно-транспортные устройства» / Сост. Л.Ш.Шустер, О.Ф.Ноготков, В.А.Беляев .- Уфа: Ротапринт филиала УГТ-2 Госкомиздата БАССР, 1983 .- 36с.

3. Кузьмин А. В., Марон Ф. Л. Справочник по расчетам механизмов подъемно-транспортных машин. Изд. 2-е, перераб.- Минск: Вышэйшая школа, 1983 .- 350с.

4. Руденко Н. Ф. и др. Курсовое проектирование грузоподъемных машин.-М.: Машиностроение, 1971.- 464 с.

5. Подъемно-транспортные машины: Атлас конструкций / Под ред. М. П. Александрова и Д. Н. Решетова.- М.: Машиностроение, 1973.

6. Курсовое проектирование грузоподъемных машин: Учеб. пособие для студентов машиностр. спец. вузов / С. А. Казак, В. Е. Дусъе, Е. С. Кузнецов и др.; Под ред. С. А. Казака.- М.: Высш. школа, 1989.- 319 с., ил.

7. Жингаровский А.Н.и др. Грузоподъемные машины: Учебное пособие .- Ухта: Отдел оперативной полиграфии УИИ, 1998 .- 155 с.

8. Перель Л.Я. Подшипники качения : Справочное пособие.- М. : Машиностроение, 1983.- 544 с., ил.

9. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. Т.1.- 5 изд.- М. : Машиностроение, 1979.- 570 с.

Размещено на Allbest.ru

...