Рассмотрение настенного поворотного крана

Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание

Разработать настенный поворотный кран грузоподъёмностью 16 кн., скоростью подъёма груза 12 м/мин, на высоту 5 м при вылете стрелы крана L = 4 м и режиме работы 5К

Введение

Грузоподъёмная машина предназначена для перемещения по вертикали и передачи грузов из одной точки в другую при помощи обслуживающей машины. Грузоподъёмные механизмы работают периодически, чередуя рабочее движение - перемещение груза в одной из плоскостей - с холостым ходом. После захвата груза с помощью того или иного грузоподъёмного органа, грузоподъёмные механизмы поднимают (опускают) его на некоторую высоту. После разгрузки грузозахватные приспособления вхолостую возвращаются в исходное положение для захвата нового груза и цикл повторяется.

Грузоподъёмные машины находят широкое применение на предприятиях лёгкой промышленности, а также при производстве ремонтно-монтажных и строительных работ.

Машины для вертикального и горизонтального перемещения грузов делятся на две группы: краны мостового типа и поворотные краны. Простейшим типом поворотного крана является кран с вращающейся колонной, но такие краны в большинстве случаев устанавливают у стены и они имеют угол поворота не более 1800. Более современной конструкцией поворотного крана для обслуживания открытых, а также закрытых площадей является настенный поворотный кран с крановой тележкой. Механизм поворота осуществляется при помощи открытой зубчатой передачи, приводимой в движение от ручного привода. Механизм перемещения крановой тележки осуществляется также вручную при помощи цепной передачи. Механизм подъёма осуществляется при помощи электропривода. Фундаменты данных разновидностей кранов должны отвечать всем требованиям в целях обеспечения безопасности работы

1. Технологический раздел

грузоподъёмный машина устройство

1.1 Расчёт подъёмного устройства

Определение типа каната

Определение разрывного усилия в канате

Sразр ? Smax*n

Где n - коэффициент запаса прочности, при среднем режиме работы n = 5

Smax - максимальное натяжение каната в полиспасте (кН)

Smax = С тар * (1-збл)/(1- зблin)

где Стар - вес груза или грузоподъёмность, кН

збл - КПД блока = 0.97

in - кратность полиспаста = 2

Smax = 16*(1 - 0.97)/(1 - 0/972) = 8 кН

Sразр = 8 * 5 = 40 кН

Исходя из разрывного усилия выбрали канат типа ТК 6 х 19 диаметром 9.3 мм, с разрывным усилием 62,9 кН (ГОСТ 3070 - 74)

Определяем геометрические размеры блоков

Dбл ? Kd * dk

где Kd - запас прочности каната при динамических нагрузках Kd = 20

dk - диаметр каната dk = 9.3

Dбл = 20 * 9.3 = 186 мм, r = (0.6 ч 0.7) * dk

где r - радиус канавки под канат, мм

r = 0.6 * 9.3 = 5.58 мм;

hk = (1.5 ч 2) *dk

hk - высота канавки под канат, мм

hk = 1.5 * 9.3 = 18.2 мм

вк = (1.6 ч 3) * dk

вк - ширина канавки, мм

вк = 3 * 9,3 = 27,9 мм

вст = 2 * вк + 3

где вст - длина ступицы, мм

вст = 2 * 27.9 + 3 = 58.8 мм

Определяем геометрические размеры барабана

Dб ? Dбл

где Dб - диаметр барабана, мм. Dбл - диаметр блока, мм

Принимаем Dб = Dбл = 186 мм. Канат наматывается на барабан в один слой.

L = Lk * t ( р * m[ Dб + dk * m])

где L - рабочая длина барабана, м. t - шаг навивки каната на барабан, т.к. барабан гладкий. t = dн

Lk = H * im

где Lk - длина каната, м

h - высота подъёма груза, м H = 5 м.

Lk = 5 * 2 = 10 м

L = 10 * 0.0093/ 3.14 (0.186 + 0.0093 * 1) = 0.152 м

Lобщ = L + Lkp + зlбб

где Lобщ - общая длина барабана, мм

Lкр - длина, необходимая для крепления каната, мм

Lkp = 4 * t

Lkр = 4 * 9.3 = 37.2 мм

Lбб - длина борта барабана

Lбб = 1,5 * 9,3 = 13,95 мм

Lобщ = 152 + 37.2 + 13.95 * 2 = 217.1 мм

Определяем толщину стенки барабана

д = 0.02 * Dб + (6 ч 10)

д = 0.02 * 186 + 6 = 9.8 мм

1.2 Крепление каната

Канат крепится к стенке барабана при помощи планок. По нормам Госгортехнадзора число крепёжных винтов должно быть не меньше двух. Планки имеют канавки трапециидальной формы с углами наклона = 400. При коэффициенте трения сталь о сталь м = 0.16 и угле обхвата 2-х запаянных витков каната б = 4р. Находим силу трения каната в месте крепления.

Fkp = дmax/Lfб

где L - основание = 2.71

Fkp = 12500/4.53 = 2759.4 H

F3 = Fkp/(f + f1)

где F3 - сила затяжки притяжных винтов, Н

f1 - приведённый коэффициент трения м/д барабаном и планкой = 0.22 [2;33]

F3 = 2759.4/(0.16 + 0.22) = 7261.6 H

d винта = 1.2 * dk

где d винта - диаметр притяжных болтов, мм

d винта = 1.2 * 9.3 = 11.16 мм

Принимаем болты для прижатия планок с резьбой М 12 из стали СТ 3 с допускающим напряжением [у] = 80 МПа

у Сум = 1.3F3/zрd1*0.5 + Mu/z * 0.1 * d13 ? [уp]

где усум - суммарное напряжение сжатия и растяжения, МПа

d1 = средний диаметр резьбы винтов, мм

z - число винтов

у Сум = 1.3 * 7.26 * 1.6 * 4/2 * 3.14 * 102 +

2759.4 * 9.3/2 * 0.1 * 103 * 2 = 72.4 МПа

Прочность винтов обеспечивается.

Производим кинематический расчёт привода барабана

Определяем момент на барабане

Мб = Dб * д/2

где д - усилие на барабане, кН

Мб = 0.186 * 12.5/2 = 1.162 кН*м

Определяем мощность двигателя

Pдв = 1.2*Рб/зобщ

зобщ = зр * зп

где зр - КПД редуктора

зп - КПД подшипников. зобщ = 0.92 * 0.992 = 0.86

Рдв = 1.2 * 0.33/0.86 = 0.9 кВт

Выбираем двигатель 4А90LВ8У3, Рдв = 1.1 кВт

n = 750 об/мин; Ммах = 3.5 кг * м,

маховый момент 0.85 кг * м2, вес = 5.1 кг.

Параметры электродвигателя

L1	L10	L0	L31	L30	h	h1	h31	h10	b1	d1	d30	d10	b0	b10
50	125	140	56	350	90	7	243	11	8	24	208	10	160	140

Определяем частоту вращения барабана

nб = V/р*Dб

nб = 16/3.14 * 0.186 = 27.6 об/мин. Определяем передаточное отношение редуктора.

i = ndв/nб

где nдв - частота вращения двигателя об/мин,

nб - частота вращения барабана об/мин.

i = 750/27.6 = 47.8

Для механического подъёма груза выбираем редуктор червячного типа РГУ. Наиболее подходящим для установки является редуктор РГУ - 80 с передаточным числом i = 49. Этот редуктор рассчитан на передачу мощности 3.5 кВт при числе оборотов ведущего вала 750 об/мин, вес 36.7 кг.

Редукторы типа РГУ обладают наибольшими размерами и малыми весами и при этом они обладают большими передаточными отношениями.

Выбираем этот редуктор, т.к. его надо устанавливать на площадке, устанавливаемой на консоли крана. Он обладает небольшой массой и сильно не нагрузит металлоконструкцию крана. Проверяем соответствие редуктора передаточному числу.

ip * p - ip/ip * 100% ? 4%

где ipp - расчётное передаточное число редуктора

ip - передаточное число редуктора

47.8 - 49/49 * 100% = 2.45% ? 4%

Условие выполняется. Редуктор подходит.

Определяем пусковой момент

Мпуск = Мп min + Мп max /2

где Мп min - Ѕ Мmax = Ѕ * 3.5 = 1.75 кН*м

Мпуск = 1.76 + 3.5/2 = 2.6 кН*м

1.3 Определяем наименьший момент двигателя

Мном = 0.75 * Pдв /nдв

где Pдв - мощность двигателя, кВт

nдв - частота вращения двигателя, об/мин

Мном = 0.75 * 1.1/750 = 1.47 кН*м

Определяем статический крутящий момент на тормозном валу

Мст = Q * Dб * зo/з * m * io

где Q - грузоподъёмность, кг

Dб - диаметр барабана,

зо - КПД редуктора,

m - кратность полиспаста,

io - передаточное число редуктора.

Мст = 1600 * 0.186 * 0.92/n * з * 49 = 1.4 кг * м

Определяем тормозной момент

Мт = к * Мст

где к - коэффициент запаса торможения к = 1.75

Мт = 1.75 * 1.4 = 2.45 кг * м

Выбираем тормоз ТКТ с короткоходовыми электромагнитами ТКТ - 100 Мт = 40 Н*м

длина рычага = 100 мм,

длина колодки = 70 мм,

длина тормозного пути 100 мм

1.4 Расчёт траверсы крюковой подвески и выбор крюка

Выбираем крюк грузоподъёмностью 5 т.

Подходит для механизмов с машинным приводом, все краны с подвеской 72 м. (ГОСТ 6627 - 53)

Производим проверку траверсы на прочность

Проверяем прочность траверсы по максимальным напряжениям изгиба в сечении

уи = Gгр * l * в/4(В - d2) * h2 ? [уи]

где Gгр - грузоподъёмность вместе с весом крюка, т

Gгр = Ст + gк

gк - вес крана с подвеской

Gгр = 2.5 * 0.072 = 2.572 т

l - расстояние между центрами щёчек, м

в - ширина щёчки, м

В - ширина траверсы, м

h - высота траверсы, м

d2 - диаметр оси цапфы, м

[уи] - допускаемое напряжение изгиба [уи] = 80 МПа

уи = 2.572 * 0.09 * 0.046/4(0.08 - 0.05) * 0.052 = 13.55 МПа < 80 МПа

Проверяем цапфы на изгиб

уи = Gгр * д * 2 + д1/з * 0.1 * dy3 ? [уи]

д - толщина щёчки, м

dy - диаметр цапфы, м

[уи] = 70 МПа

уи = 2.572 * 0.008 * 2 + 0.003/2 * 0.1 * 0.033 = 48 МПа ? 70 МПа

Поверхность соприкосновения цапфы и нижней щёчки проверяют по допускаемому давлению.

g = Gгр/dy * д * з ? [g]

g - удельное давление,

[g] - допускаемое удельное давление [g] = 30 МПа

g = 9.572/з * 0.03 * 0.08 = 25.4 МПа < 30 МПа

Проверяется на растяжение в вертикальном и горизонтальном сечениях, которые ослаблены отверстиями для цапфы.

В горизонтальной плоскости.

ур = угр/2(в - dy)д ? [ур]

[ур] - допускаемое напряжение на растяжение [ур] =70 МПа

ур = 2.572/2 * (0.046 - 0.03 0 * 0.008 = 14.5 МПа ? 70МПа

В вертикальной плоскости.

у' = g * 2R2/R2 - (dy/2)2 ? [у']

где R - радиус, м

[у'] - допускаемое напряжение на растяжение

у' = 25.4 * 2 * 0.0252/0.0252 - (0.03/2)2 = 18.5 МПа ? 70МПа

Крюковая подвеска выдержит все нагрузки на неё.

2. Расчёт механизма крана

Механизм поворота крана состоит из открытой цилиндрической зубчатой передачи, колесо закреплено на колонне крана, которая получает вращение через коническую передачу. Вращение осуществляется вручную при помощи рукоятки.

Выбираем рукоятку с плечом 0.4 кг и длинной ручкой 0.3 м. Суммарное усилие рабочего, применяемое к рукоятке

Р = р * z * ц

Р - усилие, развиваемое рабочим = 200 Н

z - число рабочих = 2

ц - коэффициент, учитывающий неодновременность приложений усилий рабочим = 0.08

Р = 0.8 * 2 * 200 = 320 Н

Средняя скорость движения при ручном приводе для рукояток = 0.6 м/сек

Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи

В качестве материала шестерни применяем сталь 45, улучшенную, с пределом прочности ув = 800 МПа.

Принимаем допускаемые напряжения

Касательное допускаемое напряжение [уи] = 418 МПа

Изгибное допускаемое напряжение [уf] = 198.8 МПа

Определяем межосевое расстояние

ащ = 4950 (i + 1)

Мкр - крутящий момент на валу колеса

ша - коэффициент ширины венца колеса = 0.23

кнв - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба = 1

ащ =

Принимаем одностандартное значение ащ = 450 Н*м

Принимаем модуль зацепления

м = 2Миз * Мм * 103/d2 * в2 * [фF]

d2 - делительный диаметр колеса

d2 = 2da * i/(i + 1)

d2 = 2 * 450 6.3/(6.3 + 1) = 776 мм

в2 - ширина венца колеса

в2 = ша * ащ

в2 = 0.23 * 450 = 104 мм

м = 2 * 3048 * 103 * 6.8/776 * 104 * 198.8 = 5.5 мм

Принимаем м = 6мм

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

ZУ = 2ащ/М ZУ = 2 * 450/6 = 150

Определяем число зубьев шестерни

Z1 = ZУ/(i + 1)

Z1 = 150/6.3 + 1 = 20

Определяем число зубьев колеса

Z2 = ZУ - Z1

Z2 = 150 - 20 = 130

Определяем фактическое передаточное отношение

iф = Z2/Z1

iф = 130/20 = 6.5

При этом iф не должно превышать 4%

Дi = (iф - i)/i * 100%

Дi = (6.5 - 6.3)/6.3 * 100% = 3.2%

Норма выполняется

Определить основные размеры передачи

Делительные диаметры

d1 = m * z1

d2 = m * z2

d1 = 6 * 20 = 120 мм

d2 = 6 * 130 = 780 мм

Определяем диаметр вершин зубьев

da1 = d1 + 2m

da2 = d2 + 2m

da1 = 120 + 2 * 6 = 132 мм

da2 = 780 + 2 * 6 = 792 мм

Определяем ширину венца

в2 = ша * ащ

в1 = в2 + (2ч4)

в2 = 0.23 * 450 = 104 мм

Принимаем 80 мм

в1 = 80 + 4 = 84 мм

2.1 Расчёт механизма передвижения крановой тележки

Для передвижения крановой тележки выбираем схему передвижения с гибким стальным типовым канатом.

Определяем полное сопротивление перемещению

W = Wтр + Wв + Wy

где Wтр - сопротивление от трения ходовых колёс

Wв - сопротивление от ветровой нагрузки

Wy - сопротивление сил трения от уклона

Wтр = Gгр + Gт/Dк * (2k - fd)kp

где Gгр - вес грузоподъёмного механизма с грузом. Исходя из того, что грузоподъёмный механизм расположен не на тележке, Gгр в будущем равно весу груза = 1600 кг.

Gт - вес тележки, принимаемый конструктивно = 800 кг

Dк - 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 = (0.015ч0.02)

Wтр = 1600 + 800/0.2(2 * 0.03 - 0.02 * 0.06) = 970

Wy = (Gгр + Gт) * б

б - допустимый угол наклона подтележечных путей

б = 0.02

Wy = (1600 + 800) * 0.002 = 4.8

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

W = 970 + 4.8 + 0 = 974.8

Расчет и выбор каната

Определяем разрывное усилие

Sразр ? Smax * n

Smax = 872* (1 - 0.97/(1 - 0.97) = 872 Н

Sразр = 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)

dк = 6.2 мм

Площадь сечения всех проволочек 15.3 мм2

Расчётный предел прочности проволочек 180 кг/мм2

Определяем основные размеры блока

Определяем диаметр направляющего блока

Dбл = 20 * 6.2 = 124 мм

Радиус канавки под канат

r = 0.6 * 6.2 = 3.72 мм

Высоту канавки

hк = 2 * 6.2 = 12.4 мм

Ширину канавки

вк = 1.6 * 6.2 = 9.92 мм

Принимаем 10 мм

Длину ступицы

lст = 2 * 10 + 3 = 23 мм

Определяем диаметр барабана

Dб = 124 мм

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

z - число зубьев звёздочки, z = 96

D0 = 78/sin(180/96) = 606.53 мм

Длину ступицы принимаем конструктивно lст = 150 мм

Максимальная нагрузка, действующая на цепь

S ? Sразр/к

где Sразр - разрушающая нагрузка

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

к - запас прочности для ручного привода

к = 4.5

S = 93.2/4.5 = 20.7 Кн

2.2 Расчёт металлоконструкции

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

Расчёт консоли крана

Изгибающий момент в консоли крана

Ми = (Q + Gт) * 1

Q - грузоподъёмность, кг

Gт - вес тележки, кг

l - вылет стрелы, см

Ми = (1600 + 800) * 450 = 108000 кг * см

Момент сопротивления сечения консоли

W = 2 * Wшв

Wшв - момент сопротивления,

Для швеллера № 20 Wшв = 197 см3 (ГОСТ 8240 - 72)

Материал швеллера сталь 3.

W = 2 * 197 = 394 см2

Определяем напряжение изгиба

Gи = Ми/W ? [Gи]

Gи - напряжение изгиба

[Gи] = 1400 Н/см2

Gи = 108000/394 = 275 Н/см2 < 1400 Н/см2

Условие выполняется, швеллер подходит.

Расчёт колонны

Суммарный опрокидывающий момент без учёта веса колонны крана равен изгибательному моменту в консоли крана М0 = Ми = 108000 кг * см

Требуемый момент сопротивления поперечного сечения колонны

W = M0/[Gи]

M0 - суммарный опрокидывающий момент

[Gи] - допускаемое напряжение изгиба

W = 10.8 * 103/14000 = 77.1 см3

Для дальнейшего расчёта принимаем конструктивные размеры колонны. Наружный диаметр Dm - 200 мм. Толщина стенки S = 8 мм. Внутренний диаметр Dвнутр = 184 мм.

Момент поперечного сечения трубы

W = рDm2/32 * (1 - Dвнутр/Dн)

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

Напряжение с учётом изгибающих нагрузок

ур = Gи + уст = М0/W + Q + Gт/F ? [ур]

F - площадь сечения трубы

F = р/4 * (Dm2 - Dвнутр2)

F = 3.14/4 (202 - 18.42) = 113.04

[ур] - допустимое напряжение = 12500

ур = (448.5 * 105/390.4) + (1600 + 800/115.04) = 12452.35 кг/см2 < 12500 кг/см2

Условия выполняются. Выбранные размеры подходят.

2.3 Расчет валов

Определяем размеры ступеней вала под барабан механизма подъёма.

Определяем диаметр под полумуфту

d1 =

Мк - крутящий момент на валу

Мк = Мб + зподш + зр

Мб - момент на грузоподъёмном барабане

зподш - КПД подшипника

зр - КПД редуктора

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

[ф] - допускаемое напряжение кручения = 20 Н/мм2

d1 = = 43.7 мм

Округляем до стандартного значения d1 = 45 мм.

Определяем длину под полумуфту

l1 = (1.0 ч 1.5)d1

l1 = 1.5 * 4.5 = 67.5 мм

Принимаю l1 = 68 мм

Определяем диаметр под подшипник

d2 = d1 + 2t

где t - высота буртика

d2 = 45 + 2 * 2.5 = 50 мм

Определяем длину под подшипник

l2 = 0.6 * d2

l2 = 0.6 * 50 = 30 мм

Определяем диаметр переходной ступени

d3 = d2 + 2 * t

d3 = 50 + 2 * 3 = 56 мм

Принимаю длину переходной части конструктивно l3 = 70 мм

Определяем диаметр под опору барабана на вал

d4 = d3 + 2 * t

d4 = 36 + 2 * 3 = 62 мм

Определяем длину опорной ступени

l4 = 0.8 * d4

l4 = 0.8 * 62 = 49.6 мм

длину оси вала принимаю конструктивно l = 315.1 мм

Производим поверхностный расчёт вала

Определяем силу, действующую от полумуфты

Fм = 100 *

где Мк - крутящий момент на валу

Fм = 100 * = 591.8 Н

Определяем реакции в вертикальной плоскости

Ray = Rcy = 1600 Н

Определяем реакции в горизонтальной плоскости

Rcx = 931 Н. Rax = 3430.2 Н

Определяем суммарный момент в точке В

М =

My - момент в вертикальной плоскости

Мx - момент в горизонтальной плоскости

М = = 386.4 Н * м

Для вала, изготовленного из стали 40 х.

ув = 900 МПа

ут = 750 МПа

С1 = 410 МПа

Находим нормальное напряжение

ун = М * 103/Wx

М - изгибающий момент в опасном сечении

Wx - осевой момент сопротивления

Wx = 0.1 * d3

d - диаметр опасного сечения

Wx = 0.1 * 563 = 17561.6 мм3

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

Определяем касательное напряжение

фн = Ми * 103/Wg

где Wg - полярный момент сопротивления

Wg = 0.2 * d3

Wg = 0.2 * 563 = 35123.2 мм3

фн = 35 * 103/35123.2 = 11.5 МПа

Определяем амплитуду нормальных напряжений

уа = ум

уа = 22 МПа

Определяем амплитуду цикла касательных напряжений

фа = фн/2

фа = 11.3/2 = 5.6 МПа

Определяем коэффициент концентрации нормальных напряжений

(Ку)d = Ку/Кd + КF - 1

Ку = 2.25; Кd = 0.86; КF = 1

(Ку)d = (2.25/0.86) + 1 - 1 = 2.6

Определяем коэффициент касательных напряжений

Кф = 1.75; Кd = 0.77; КF = 1

(Кф)d = (1.75/0.77) + 1 - 1 = 2.3

Определяем предел выносливости в расчётном сечении при изгибе

(у-1)d = у-1/(Ку)d

(у-1)d = 410/2.6 = 157.7 МПа

Определяем предел выносливости в расчётном сечении при кручении

ф-1 = 0.58 * у-1

ф-1 = 0.58 * 410 = 237.8 МПа

(ф-1)d = 237.8/2.3 = 103.4 МПа

Определяем коэффициент запаса прочности

S = Sу * Sф/ Sу2 + Sф2 ? [S] = 1.6 ч 4

где Sу - коэффициент запаса прочности при изгибе

Sу = (у-1)d/уa

Sу = 157.7/22 = 7.1

Sф - коэффициент запаса прочности при кручении

Sф = (ф-1)d/фа

Sф = 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.

2.4 Выбор шпонок

Выбираем шпоночные соединения с призматическими шпонками по ГОСТ 23360 - 78

Параметры шпоночного соединения

L	h	B	t1	t2
80	14	25	9	5.4

Параметры шпонок вала

L	h	B	t1	t2
100	14	25	9	5.4

Проверочный расчёт шпонки под вал барабана механизма подъёма

усм = 2Мк/[d(0.9 * h - t1)L] ? [усм]

где Мк - передаваемый момент = 1162 Н * м

d - диаметр вала = 62 мм = 0.062 м

h - высота шпонки = 14 мм = 0.014 м

t1 - рабочая глубина в пазе вала = 9 мм = 0.009 м

L - длина шпонки = 100 мм = 0.1 м

[усм] = 80 МПа - допустимое напряжение сжатия

усм = 2 * 1162/[0.062(0.9 * 0.014 - 0.009)0.1] = 7.5 МПа

усм ? [усм]

7.5МПа ? 80 МПа

2.5 Расчёт и выбор муфт

Определяем расчётный момент на валу двигателя механизма подъёма

Тр = Кр * Мк1 ? Т

где Кр - коэффициент режима нагрузки = 1.25

Мк1 - крутящий момент на валу двигателя = 35 Н * м

Т - номинальный вращающий момент установленный стандартом = 63 Н * м

Тр = 1.25 * 35 = 43.75 Н * м < Т = 63 Н * м

Определяем радиальную силу вызванную радиальным смещением

Fм = СДr * Дr

где СДr - радиальная жёсткость муфты

Дr - радиальное смещение

Fм = 800 * 0.2 = 400 Н

Выбираем муфту упругую (ГОСТ 21425 - 93) втулочно-пальцевую с тормозным шкивом с целью экономии габаритных размеров всего механизма

Параметры муфты втулочно-кольцевой

L	d	D
70	24	100

2.6 Выбор и проверка подшипников

Для вала под барабан выбираем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники (ГОСТ 831 - 75)

Этот подшипник наиболее подходящий т.к. на барабан действует большая радиальная сила, и в тоже время осевая. Подшипники этого типа предназначены для восприятия этих нагрузок.

Подшипник 36210

dвн = 50 мм

Dнар = 90 мм

Bоб = 20 мм

Грузоподъемность 33.9 кН

Определяем суммарные силы, действующие на подшипники в точках А и С, выявляя наиболее нагруженный подшипник

F = Ry2 + Rx2

где Ry - реакция в вертикальной плоскости

Rx - реакция в горизонтальной плоскости

В точке А:

FА = Ray2 + Rax2 = 25002 + 3430.82 = 4245 Н

В точке С:

FC = Rcy2 + Rcx2 = 25002 + 9312 = 2667.7 Н

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

RE = V * Fr * Kу * Kф

где V - коэффициент вращения

Fr - радиальная нагрузка подшипника

Kу - коэффициент безопасности

Kф - температурный коэффициент

RE = 1 * 4245 * 1.2 * 1 = 5094 Н

Определяем расчётную грузоподъёмность подшипников

Lгр = RE * 573 * щ * Lh/108

где щ - окружная скорость

щ = р * n/30

n - частота вращения барабана = 27.6 об/мин

щ = 3.14 * 27.6/30 = 2.9 рад/с

Lh - требуемая долговечность подшипника для червячного редуктора ? 5000

Lгр = 5094 * 573 * 2.9 * 5000/108 = 9300.5 Н = 9.3 кН

Определяем долговечность подшипника

L10h = 106/щ * 573 * (Lгр/RE)3 ? 10000

где Lгр - грузоподъёмность подшипника

L10h = 106/2.9 * 573 * (33.9/5.094)3 = 24212.9 час > 10000час

Пригодность подшипников обеспечивается

Параметры подшипника

d	D	в	r
50	90	20	2

Список использованной литературы

1 Эрлих В.Д. “Подъёмно- транспортное оборудование в лёгкой промышленности” Справочник - М. Легпромбытиздат, 1985 г. - 240 стр. ИЛ.

2 Додонов Б.П. “Грузоподъёмные и транспортные устройства” учебник для техникумов - М. Машиностроение, 1984 г. - 136 стр. ИЛ.

3 Руденко Н.Ф. “Курсовое проектирование грузоподъёмных машин” Изд. 3-е, перераб. и доп. М. Машиностроение, 1971 г. - 464 стр. ИЛ.

4 Шейнблит А.Е. Учебное пособие - “Курсовое проектирование деталей машин” Изд. 2-е, перераб. и доп. Калининград, Янтарный союз, 1999 г. - 454 стр. ИЛ.

5 Андреев В.И. “Справочник конструктора-машиностроителя” Т - 1. Изд. 7-е, перераб. и доп. М. Машиностроение, 1992 г. - 816 стр. ИЛ.

Размещено на Allbest.ru

...