Реферат: Разработка настенного поворотного крана

2.1.3.2 Производим проверку траверсы на прочность

Рис 2.7 а) траверса, б) серьга.

Проверяем прочность траверсы по максимальным напряжениям изгиба в сечении А – А

σи = Gгр * l * в/4(В – d2) * h2 ≤ [σи]  [4;243]  (2.30)

где Gгр – грузоподъёмность вместе с весом крюка, т

Gгр = Ст + gк            [4;244]  (2.31)

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

[σи] – допускаемое напряжение изгиба [σи] = 80 МПа

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

Проверяем цапфы на изгиб

σи = Gгр * δ * 2 + δ1/η * 0.1 * dy3 ≤ [σи]    [4;245]  (2.32)

δ – толщина щёчки, м

dy – диаметр цапфы, м

[σи] = 70 МПа

σи = 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 * δ * η ≤ [g]

g – удельное давление,

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

g = 9.572/η * 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.

σр = σгр/2(в - dy)δ ≤ [σр]                  [4;250]  (2.34)

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

σр = 2.572/2 * (0.046 – 0.03 0 * 0.008 = 14.5 МПа ≤ 70МПа

В вертикальной плоскости.

σ’ = g * 2R2/R2 – (dy/2)2 ≤ [σ’]          [4;268]  (2.35)

где R – радиус, м

[σ’] – допускаемое напряжение на растяжение

σ’ = 25.4 * 2 * 0.0252/0.0252 – (0.03/2)2 = 18.5 МПа ≤ 70МПа

Крюковая подвеска выдержит все нагрузки на неё.

2.2        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 * φ                  [4;143]  (2.36)

Р – усилие, развиваемое рабочим = 200 Н

z – число рабочих = 2

φ – 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

2.2.1     Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи

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

2.2.1.2 Принимаем допускаемые напряжения

Касательное допускаемое напряжение [σи] = 418 МПа

Изгибное допускаемое напряжение [σf] = 198.8 МПа

2.2.1.3 Определяем межосевое расстояние

аω = 4950 (i + 1) [6;89] (2.37)

Мкр – крутящий момент на валу колеса

ψа – коэффициент ширины венца колеса = 0.23

кнв – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба = 1

аω =

Принимаем одностандартное значение аω = 450 Н*м

2.2.1.4  Принимаем модуль зацепления

м = 2Миз * Мм * 103/d2 * в2 * [τF]  [6;89]  (2.38)

d2 – делительный диаметр колеса

d2 = 2da * i/(i + 1)              [6;90]  (2.39)

 d2 = 2 * 450 6.3/(6.3 + 1) = 776 мм

 в2 – ширина венца колеса

в2 = ψа * аω              [6;91]  (2.40)

    в2 = 0.23 * 450 = 104 мм

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

Принимаем м = 6мм

2.2.1.5  Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

ZΣ = 2аω/М                      [6;93]  (2.41)

ZΣ = 2 * 450/6 = 150

2.2.1.6  Определяем число зубьев шестерни

Z1 = ZΣ/(i + 1)                   [6;94]  (2.42)

Z1 = 150/6.3 + 1 = 20

2.2.1.7  Определяем число зубьев колеса

Z2 = ZΣ – Z1                     [6;94]  (2.43)

Z2 = 150 – 20 = 130

2.2.1.8  Определяем фактическое передаточное отношение

iф = Z2/Z1               [6;96]  (2.44)

iф = 130/20 = 6.5

При этом iф не должно превышать 4%

Δi = (iф – i)/i * 100%                     [6;96]  (2.45)

Δi = (6.5 – 6.3)/6.3 * 100% = 3.2%

Норма выполняется

2.2.2     Определить основные размеры передачи

2.2.2.1 Делительные диаметры

d1 = m * z1

d2 = m * z2              [6;98]  (2.46)

d1 = 6 * 20 = 120 мм

d2 = 6 * 130 = 780 мм

2.2.2.2 Определяем диаметр вершин зубьев

da1 = d1 + 2m                    [6;99]  (2.47)

da2 = d2 + 2m                    [6;100]  (2.48)

da1 = 120 + 2 * 6 = 132 мм

da2 = 780 + 2 * 6 = 792 мм

2.2.2.3 Определяем ширину венца

в2 = ψа * аω                      [6;102]           (2.49)

в1 = в2 + (2÷4)                   [6;103]  (2.50)

в2 = 0.23 * 450 = 104 мм

Принимаем 80 мм

в1 = 80 + 4 = 84 мм

2.3        РАСЧЁТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ КРАНОВОЙ ТЕЛЕЖКИ

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

2.3.1     Определяем полное сопротивление перемещению

W = Wтр + Wв + Wy                                                [3;132]  (2.51)

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               [3;134]  (2.52)

где Gгр – вес грузоподъёмного механизма с грузом. Исходя из того, что грузоподъёмный механизм расположен не на тележке, Gгр в будущем равно весу груза = 2500 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 = (0.015÷0.02)

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

Wy = (Gгр + Gт) * α

α – допустимый угол наклона подтележечных путей

α = 0.02

Wy = (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)

Sразр ≥ Smax * n

Smax по формуле (2.2)

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

2.3.3     Определяем основные размеры блока

2.3.3.1          Определяем диаметр направляющего блока по формуле (2.3)

Dбл = 20 * 6.2 = 124 мм

2.3.3.2          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)

hк = 2 * 6.2 = 12.4 мм

2.3.3.3          Ширину канавки по формуле (2.6)

вк = 1.6 * 6.2 = 9.92 мм

Принимаем 10 мм

2.3.3.4          Длину ступицы по формуле (2.7)

lст = 2 * 10 + 3 = 23 мм

2.3.4  Определяем диаметр барабана по формуле (2.8)

Dб = 124 мм

2.3.5    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 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

2.4 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

Ми = (Q + Gт) * 1              [3;340]  (2.54)

Q – грузоподъёмность, кг

Gт – вес тележки, кг

l – вылет стрелы, см

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

2.4.1.2 Момент сопротивления сечения консоли

W = 2 * Wшв            [3;340]  (2.55)

Wшв – момент сопротивления,

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

Материал швеллера сталь 3.

W = 2 * 197 = 394 см2

2.4.1.3 Определяем напряжение изгиба

Gи = Ми/W ≤ [Gи]               [3;341]  (2.56)

Gи – напряжение изгиба

[Gи] = 1400 Н/см2

Gи = 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 = Ми = 485000 кг * см

2.4.2.2 Требуемый момент сопротивления поперечного сечения колонны

W = M0/[Gи]                       [7;241]  (2.57)

M0 – суммарный опрокидывающий момент

[Gи] – допускаемое напряжение изгиба

W = 48.5 * 103/14000 = 346.4 см3

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

2.4.2.3 Момент поперечного сечения трубы

W = πDm2/32 * (1 – Dвнутр/Dн)                  [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

σр = Gи + σст = М0/W + Q + Gт/F ≤ [σр]    [7;242]

(2.59)

F – площадь сечения трубы

F = π/4 * (Dm2 – Dвнутр2)               [7;243]  (2.60)

F = 3.14/4  (202 – 18.42) = 113.04

[σр] – допустимое напряжение = 12500

σр = (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)

Мк – крутящий момент на валу

Мк = Мб + ηподш + ηр                     [6;120]  (2.62)

Мб – момент на грузоподъёмном барабане

ηподш – КПД подшипника

ηр – КПД редуктора

Мк = 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

Fм = 100 *                             [6;110]  (2.67)

где Мк – крутящий момент на валу

Fм = 100 * = 591.8 Н

2.5.2.2 Определяем реакции в вертикальной плоскости

Ray = Rcy = 2500 Н

2.5.2.3 Определяем реакции в горизонтальной плоскости

Rcx = 931 Н

Rax = 3430.2 Н

2.5.2.4 Определяем суммарный момент в точке В

М =                           [6;151]  (2.68)

My – момент в вертикальной плоскости

Мx – момент в горизонтальной плоскости

М = = 386.4 Н * м

Для вала, изготовленного из стали 40 х.

σв = 900 МПа

σт = 750 МПа

С1 = 410 МПа

2.5.2.5 Находим нормальное напряжение

σн = М * 103/Wx                   [6;160]  (2.69)

М – изгибающий момент в опасном сечении

Wx – осевой момент сопротивления

Wx = 0.1 * d3             [6;110]  (2.70)

d – диаметр опасного сечения

Wx = 0.1 * 563 = 17561.6 мм3

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

2.5.2.6 Определяем касательное напряжение

τн = Ми * 103/Wg                   [6;160]  (2.71)

где Wg – полярный момент сопротивления

Wg = 0.2 * d3                        [6;110]  (2.72)

Wg = 0.2 * 563 = 35123.2 мм3

τн = 35 * 103/35123.2 = 11.5 МПа

2.5.2.7 Определяем амплитуду нормальных напряжений

σа = σм                                [6;160]  (2.73)

σа = 22 МПа

2.5.2.8 Определяем амплитуду цикла касательных напряжений

τа = τн/2                               [6;160]  (2.74)

τа = 11.3/2 = 5.6 МПа

2.5.2.9 Определяем коэффициент концентрации нормальных напряжений

(Кσ)d = Кσ/Кd + КF – 1                      [6;161]  (2.75)

Кσ = 2.25; Кd = 0.86; КF = 1

(Кσ)d = (2.25/0.86) + 1 – 1 = 2.6

2.5.2.10 Определяем коэффициент касательных напряжений по формуле (2.75)

Кτ = 1.75; Кd = 0.77; КF = 1

(Кτ)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/(Кσ)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 = Sσ * Sτ/  Sσ2 + Sτ2 ≤ [S] = 1.6 ÷ 4          [6;163]  (2.78)

где Sσ – коэффициент запаса прочности при изгибе

Sσ = (σ-1)d/σa             [6;163]  (2.79)

Sσ = 157.7/22 = 7.1

Sτ – коэффициент запаса прочности при кручении

Sτ = (τ-1)d/τа               [6;164]  (2.80)

Sτ = 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

Страницы: 1, 2, 3