Реферат: Расчет поворотного крана на неподвижной колонне - текст реферата. Скачать бесплатно.
Банк рефератов, курсовых и дипломных работ. Много и бесплатно. # | Правила оформления работ | Добавить в избранное
 
 
   
Меню Меню Меню Меню Меню
   
Napishem.com Napishem.com Napishem.com

Реферат

Расчет поворотного крана на неподвижной колонне

Банк рефератов / Машиностроение

Рубрики  Рубрики реферат банка

закрыть
Категория: Реферат
Язык реферата: Русский
Дата добавления:   
 
Скачать
Microsoft Word, 835 kb, скачать бесплатно
Заказать
Узнать стоимость написания уникального реферата

Узнайте стоимость написания уникальной работы

Расчет поворотного крана на неподвижной колонне Задание. Спроектировать поворотный кран на неподвижной колонне по схеме : Вес поднимаемого груза F = 80 кН. Скорость подъема груза я = 5 м /мин. Высота подъема груза Н = 3 м. Вылет крана L = 2,5 м. Режим работы - легкий. Содержа ние. Введение 51. Расчет рабочих органов крана .61.1. Выбор сис темы подвешивания .61.2. Выбор типа и диаметра каната .61.3. Расчет барабана .91.4. Расчет крюковой по двески 102. Силовой расчет приво да .112.1. Определе ние мощности двигателя и передаточного числа механизма подъема груза .112.2. Расчет зубчатых передач .132.2.1. Расчет быстроходной ступени .132.2.2. Расче т тихоходной ступени .192.3. Расчет дополнительной открытой зубчатой передачи .202.4. Ра с чет валов редуктора .222.4.1. Определение расстояний между деталями передач .222.4.2. Расчет быстроходного вал а .252.4.3. Расчет промежуточного вала .302.4.4. Расчет тихо ходного вала .322.5. Расчет шпоночных соединений .352.6. Подбор подшипников качения .372.7. П одбор стандартных муфт .392.8. Выбор и расчет тормоза .402.9. Расчет механизма подъема в период неуста новившегося движения .433. Расчет и проектирование механизма поворота крана .463.1. Выбор веса кран а и определение веса противовеса .463.2. Расчет опорных наг р узок и опорно-поворотны х узлов крана .483.3. Расчет моментов сопротивления вращению в опорно - поворотных узлах крана .543.3.1. Моменты сопротивления от сил трения .543.3.2. Моменты сопротивления от ветровой нагрузки .553.4. Выбор электродвигателя .563.4.1. Рас ч ет необходимой мощности двигателя .563.4.2. Проверка работы двигателя в период пуска .573.5. Составление к инематической схемы .583.5.1. Определение общего передат очного числа механизма .583.5.2. Расчет эквивалентных моментов на валан .583.5.3. Выбор червячного редуктора .603.5.4. Расчет открытой зубчатой пер едачи .613.6. Подбор соединительной и предохранительной муфт .623.7. Выбор тормоза и его расчет .633.8. Р асчет на прочность отдельных элементов крана .653.8.1. Колонна крана .653.8.2. Хвостовик колонны .683.8.3. Фу н дамент крана .683.8.4. Фундаментная плита .703.9. Проверка устойчивости кран на колонне .72За ключение 74Литература 75 Введение. Подъемно-транспортные машины находят широкое применение во многих отраслях промышленности , сельского хозяйства , всех видов транспо рта , в которых используют как общепром ышленные виды этих машин так и их сис темы и конструкции , отражающие специфику данн ой области народного хозяйства. Механизация и автоматизация производственны х процессов требуют всемирного расширения обл астей эффективн ого применения различных г рузоподъемных и транспортирующих машин и меха низмов . Широкое использование способствует механи зации трудоемких и тяжелых работ , удешевлению стоимости производства , улучшению использования объема производственных зданий , сокращени ю путей движения грузов в техно логической цепи производства. Высокая технологичность машин для лесоз аготовок и лесосплава обеспечивается тем , что цепь производства связана современной систем ой подъемных и транспортирующих машин и м еханизмов , подъемно-транс портных машин. 1. Расч ет рабочих органов крана. 1.1. Выбор системы подвеши вания. Схема подвески груза выбирается в зависимости от типа крана , его грузоподъемности , высоты подъема груза , типа подвесного грузозахватного устройства и кратности полиспаста. Для кранов стрелового типа при грузо подъемности от 5000 до 10000 кг кратность полиспаста i п = 2. Учитывая тип крана и необходимость обеспечения подъема груза без раскачивания и равномерного нагружения всех сборочных единиц механизма подъема принимаем под веску груза через сдвоенный полиспаст и и зображаем схему подвески груза на рис . 1.1. Определяется КПД полиспаста по формуле : где я п - КПД одного блока полиспаста ; я бл = 0,98...0,99 - блок на подшипниках качения ; i п - кратность полиспаста. я п = (1 - 0,99 2) / [2 * (1 - 0,99)] = 0,095 1.2. Выбо р типа и диаметра каната. Максима льное расчетное усилие в ветви каната , нав иваемой на барабан , при сдвоенном полиспасте определяется по формуле /1/: Sмакс = (Q я * g) / (2 * i п * я п ), (1.2.1.) где Q ’ - масса подн имаемого груза и грузоз ахватных механизмов (Q ’ = = Q + Qк ), кг ; Qк - масса крюковой подвески , кг ; q = 9,81 м /с 2 - ускорение силы тяжести. Массу крюковой подвески принимаем предварительно по табл . 4 /1/. Для нашего случая при крюковой подве ске массой я 18 0 кг Sмакс = [(8000 + 180) * 9,81)] / (2 * 2 * 0,995) = 20162 Н Определ яем разрывное усилие Р каната по формуле /1/: Р = К * Sмакс , (1.2.2.) где К - коэффициент запаса прочности (К = 5 при реж име работы - легкий /1/). Р = 5 * 20162 = 100810 Н = 100,8 кН Тип и диаметр каната согласно рекоме ндациям Госгортехнадзора выбираем по величине Р = 100,8 кН по табл . 1П . /2/. Диаметр каната dк = 15 мм , маркировочная группа 1568, разр ывное усилие [Р ] = 114,5 кН > Р , канат двойной свивки типа ЛК-Р , конструкции 6 я 1 9 +1 О.С . (ГОСТ 2688-80). Канат 15,0 - Г - I - C - H - 1568 ГОСТ 2688-80. 1.3. Расч ет барабана. По правилам Госгортехнадзора максимальный допускаемый диаметр барабана определяется по формуле /1/: Dб я dк * е , (1.3.1.) где dк - диаметр каната , мм ; е - к оэффициент , зависящий от типа ПТМ и режима работы , е = 16 (табл . 5 /1/). Приниме м для нашего случая барабан нарезного тип а для укладки каната в один слой с наканатной нарезкой для уменьшения износа каната. Dб = 15 * 16 = 240 мм В со ответствии с ГОСТ 6636-69 назначаем Dб = 240 мм. Расчетную схему представляем на рис . 1.3. Длина нарезанной части барабана определ яется по формуле /1/: l 1 = [(H * i п ) / ( я * Dб ) + m] * t , (1.3.2.) где Н - высота подъема груза , мм ; m - запа сное число витков каната для кр еплени я к барабану ( m = 4...6 - для сдвоенного полиспаста ); t - шаг нарезки канавки , мм , t = 17 мм (табл . 10П . /2/). l 1 = [(3000 * 2) / (3,14 * 240) + 5] * 17 = 220 мм Общая длина барабана определяется по формуле /1/: Lб = 2 * l 1 + 2 * l 2 + l 0 , (1.3.3.) где l 0 - ра сстояние между нарезанными частями барабана ( l 0 = 120...200 мм ); l 2 - величина , зависящая от способа крепления каната к барабану (рис 1.3.), определяется по зависимости l 2 = 4 * t = 4 * 17 = 68 мм. Lб = 2 * 220 + 2 * 68 + 130 = 706 мм Длина оси барабана определяется по условию /1/: Lоси = Lб + (100...150) мм (1.3.4.) Lоси = 706+ 120 = 826 мм Минимал ьная толщина стенки стального барабана (сталь 35Л ) составляет 12...15 мм . Принимаем б = 12 мм. Строим на расчетной схеме (рис 1.3.) эпюр у изгибающих моментов и определяем наиб ольшее значение М u . М u = S * ( l 1 + l 0) М u = 20162 * (0,22 +0,13) = 7056,7 Н *м Определ яем диаметр оси барабана /1/: где [ я -1]u - допускаемое напряжение на изгиб при симметричном цикле изменения нагрузки (для стали 5 [ я -1]u = 45 МПа ). Проверочный расчет оси барабана в оп асном сечении определяется по формуле /1/: я u = М u / (0,1 * d3оси ) я [ я -1]u (1.3.6.) я u = 7056,7 / (0,1 * 123) = 40,8 МПа я 45 МПа Условие выполняется , диаметр оси барабана должен быть не менее 12 мм. 1.4. Расч ет крюковой подвески. Подбор крюка производим по грузоподъемн ости и режиму работы механизма. Выбираем заготовку крюка номер 15 (ГОСТ 6627-74) по табл . 14П . /2/, схематично заготовку крюка представляем на рис . 1.4.1. Необходимые разме ры для расчета : d =М 52; d1 = 46,59 мм ; Р = 5 мм. Условие прочности по внутреннему диамет ру резьбы крюка /1/: я р = (4 * Q * g) / ( я * d12) я [ я р ], (1.4.1.) где d1 - внутренний диаметр резьбы хвостовик а , мм ; [ я р ] - допускаемое напряжение на р астяжение , МПа , [ я р ] = 50 МПа ; Q - грузоподъемность крана , кг. я р = (4 * 8000 * 9,8) / (3,14 * (46,59)2) = 46 МПа я 50 МПа Условие выполняется. Резьба хвостовика проверяется по удельн ому давлению смятия по условию /1/: где Н - высота гайки , мм ; принимается Н = 1 0 * Р ; Р - ш аг резьбы , мм ; [q] - допускаемое удельное давление , МПа ; [q] = 15...20 МПа. Условие выполняется. Определяются размеры блоков подвески та кже как диаметр барабана. Dбл = 240 мм по ГОСТ 6636-39. Диаметр уравнительного блока составляет (0,6. ..0,8) * Dбл . Dу.бл = 0,6 * 240 = 144 мм Для расчета траверсы необходимо назначить ее длин у , т.е . расстояние Lт между местами действия опорных реакций . Определяем размеры траверсы при укороченной подвеске при двух блоках (рис . 1.4.2.). Длина траверсы (L т ) определяется по формуле /1/: Lт = l ст + Dп + (20...25) мм (1.4.3.) где l ст - длина ступицы блока , мм ( l ст = 30...60 мм ); Dп - диаметр упорного шарикоподшипника под гайку крюка , мм. Выбирае м подшипник 8205Н ГОСТ 7872-89: d =25 мм ; D = 47 мм ; H = 15 м м ; Cr = 28 кН ; Cor = 42,5 кН. Lт = 40 + 47 + 23 = 110 мм Ширина траверсы (Вт ) определяется по формуле /1/: Вт = Dп + (10...15) мм, (1.4.4.) Вт = 47 + 13 = 60 мм Высоту траверсы h определяют из уравнения /1/: где d0 - диаметр отверстия в траверсе д ля прохождения крюка , мм ; принимают d0 = d1 + 3 мм ; [ я u ’ ] - допускаемое напряжение матер иала траверсы на изгиб , МПа ; для стали 5 [ я u ’ ] = 60 МПа. Диаметр цапфы траверсы определяем конст руктивно для размещения подшипников качения , на которых устанавливае м блоки крюковой подвески. 2. Сило вой расчет привода. 2.1. Определение мощности двигателя и передаточного числа механизма подъема груза. Статическая мощность электродвигателя опред еляется по формуле /1/: N я дв.ст . = (Q я * g * v гр ) / (1000 * я м ), (2.1.1.) где Q ’ - масса груза и крюковой подвески , кг ; v cp - скорость подъема груза , м /с ; я м - ориентировочное значение КПД механизма подъема груза ( я м = 0,80...0,85). N я дв.ст . = (8180 * 9,8 * 0,08) / (1000 * 0,8) = 8 кВт По т абл . 4П . /2/ выбираем электро двигатель крановы й МТКН 311-8 с короткозамкнутым ротором. Техническая характеристика : мощность N = 9 кВт ; частота вращения n = 670 об /мин .; пусковой момент Мпуск = 320 Н *м ; маховой момент ротора GDр 2 = 1,10 кг * м 2; режим работы ПВ = 15%. Частоту вращения барабана при подъ еме груза с заданной скоростью определяют по формуле /1/: nб = ( v гр * i п ) / ( я * Dб ) (2.1.2.) nб = (5 * 2) / (3,14 * 0,3) = 10,6 об /мин Общее передаточное число механизма составляет /1/: uм = n дв / nб (2.1.3.) uм = 670 / 10,6 = 63,2 Так как uм > 50, то необходимо выбрать схему механ изма подъема , содержащую двухступенчатый цилиндри ческий закрытый редуктор и дополнительную отк рытую зубчатую передачу. Назначаем uред = 28, uз.п . = 2,26. Передаточное число быстроходной ступени (uб ) опре деляется по формуле /1/: uб = 1,25 * uред (2.1.4.) uб = 1,25 * 28 = 6,6 Передат очное число тихоходной ступени (uт ) определяетс я по формуле /1/: uт = u ред / uб (2.1.5.) uт = 28 / 6,6 = 4,2 Определ яем частоты вращения элементов привода по формул ам /1/: n1 = nдв n2 = n1 / uб (2.1.6.) n3 = n2 n4 = n3 / uт n1 = 670 об /мин. n2 = n3 = 670 / 6,6 = 101,5 об /мин. n4 = 101,5 / 4,2 = 24,2 об /мин. Определ яем крутящие моменты на элемент привода . Крутящий момент двигателя /1/: Тдв = (N дв * 103 * 30) / ( я * nдв ) (2.1.7.) Тдв = (9 * 103 * 30) / (3,14 * 670) = 128 Н *м При установке муфты крутящий момент на быстроходн ом валу : Т 1 = Тд в * я м , (2.1.8.) где я м - КПД соединительной муфты ( я м = 0,98). Т 1 = 128 * 0,98 = 125,44 Н *м Крутящи й момент на тихоходно м валу : Т 2 = Т 1 * uб * я 12 = 125,44 * 6,6 * 0,97 = 803 Н *м Т 3 = Т 2 * я м = 803 * 0,98 = 795 Н *м Т 4 = Т 3 * uт * я 34 = 795 * 4,2 * 0,97 = 3238,83 Н *м Общий КПД редуктора определяется по формуле : я 0 = я 12 * я 34 * я п m , (2.1.9.) где я 12 , я 34 - КПД зубчатых п ередач ; я п - КПД подшипников ; m - число пар подшипников. я 0 = 0,97 * 0,97 * 0,993 = 0,91 2.2. Расчет зубчатых перед ач. В ци линдрический двухступенчатый редуктор входят быс троходная и тихоходная ступени . Быстроходную ступень принимаем косозубой , тихоход ную - п рямозубой. 2.2.1. Рас чет быстроходной ступени. Выбирае м материал - сталь 45, термообработка - нормализация , твердость НВ = 200. Определяем допускаемое контактное напряжени е по формуле /8/: [ я н ] = я н lim b / Sн * ZR * Zv * КН L (2.2.1.1.) где я н lim b = 2 * НВ +70 при v я 5 м /с /8/; Sн - коэффициент безопасности (Sн = 1,1..1,2); ZR - коэффициент , учитывающий шероховатость соп ряженных поверхностей ; Zv - коэффициент , учитывающий окружную скорость передачи (Zv = 1,00...1,16); КН L - коэффициент долгов ечности (КН L я NНЕ / NНО ), где NНЕ - эквивалентно е число циклов напряжений в зубьях ; NНО - базовое число циклов напряжений , принимается по графику на рис . 12.21. /8/. NНЕ = (60*С / Т 3max)*(Т 3max *t*n + T13*t1*n1 + T23*t2*n2 +...+Ti3*ti*ni), где С - число к олес в зацеплении (с = 1); Т max - максимальный крутящий момент , передаваемый колесо м в течении времени t за весь срок служ бы передачи при частоте вращения колеса n. Время t определяется по формуле /8/: t = 365 * Kг * 24 * Кс * 5, (2.2.1.3.) где К г = Т / 365 - коэффициент использования механизм а в год ; Кс = Т / 24 - коэффициент использования механизма в сут ки. Кг = 240 / 265 = 0,9 Кс = 14 / 24 = 0,58 (2 смены ) t = 365 * 0,9 * 24 * 0,58 * 5 = 22863,6 c Циклограмма времени работы механизма Рис . 2.2.1.1. Тусл = Т max * 0,67 = 803 * 0,67 = 538 Н *м Тторм = Т max * 0,23 = 803 * 0,23 = 184,7 Н *м Т max - максимальный крутящий момент (Т 2 = 803 Н *м ). t = tразг + tуст + tторм (2.2.1.4.) tразг = 0,1 * t tуст = 0,67 * t tторм = 0,23 * t tразг = 0,1 * 22863,6 = 2286,4 с tуст = 0,67 * 22863,6 = 15318,6 с tторм = 0,23 * 22863,6 = 5258,6 с NHE = (60 * 1 / 8033) * (8033 * 22863,6 * 101,5 + 5383 * 15318,6 * 101,5 + + 184,73 * 5258,6 * 101,5) = 139239432,36 NHO = 10 * 106 по графику на рис. 12.21. /8/. NHE / NHO = 139239432,36 / 107 = 1,4 > 1, КН L = 1 [ я н ] = (2 * 200 + 70) / 1,1 * 1 * 1,1 * 1 = 470 МПа я bа = 0,315...0,4 при несимметричном расположении колес относительно опор ; я bа = 0,35. я bd определяется по формуле /8/: я bd = 0,5 * (u + 1) * я bа (2.2.1.5.) я bd = 0,5 * (6,6 + 1) * 0,35 = 1,33 Коэффиц иент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий определяется в зави симости от я bd по графику на р ис .12.18. /8/. КНВ = 1,15 Межосевое расстояние определяется по фо рмуле /8/: где Ка = 495 - для прямозубых передач , Ка = 430 - для косозубых передач ; Т - п ередаваемый крутящий момент , Н *м ; u - передаточное число передачи ; [ я н ] - допускаемое контактное напряжение. Определяем ширину зубчатого венца колес а по формуле /8/: bw = я bа * а (2.2.1.7.) Ширина венца шестерни bw1 = bw2 + (3...5) мм bw2 = 0,35 * 212 = 74,2 мм , полученное значение уточняем по ГОСТ 6636-69, принимаем bw2 = 80 мм. bw1 = 80 +4 = 84 мм Определяем модуль в нормальном сечении по формуле /8/: mn = (0,01...0 ,02) * a я 2 мм (2.2.1.8.) mn = 0,0195 * 212 = 4,1 мм , принимаем mn = 4 мм. Определ яем суммарное число зубьев колеса /8/: Z я = (2 * a * cos я ) / mn , (2.2.1.9.) где cos я - угол наклона зубьев колеса ( я =8...160). Принимаем я = 110; cos 110 = 0,9816. Z я = (2 * 212 * 0,9816) / 4 = 104 Уточняе м значение угла я по формуле /8/: cos я = (Z я * mn) / (2 * а w) (2.2.1.10.) cos я = (104 * 4) / (2 * 212) = 0,9811 я = 110 16 я Число зубьев шестерни /8/: Z1 = Z я / (u +1) я Z1 min , (2.2.1.11.) где Z1 min = 17 * cos3 я = 17 * 0,98113 = 16 Число зубьев колеса /8/: Z2 = Z я - Z1 (2.2.1.12.) Z1 = 104 / (6,6 +1) = 16,2; Z1 = 16 я 16. Z2 = 104 - 16 = 88 Определ яем диаметры делительных окружностей зубчатых колес : диаметр шестерни /8/: d1 = (mn * Z1) / cos я (2.2.1.13.) d1 = (4 * 16) / 0,98 = 65,3 мм диаметр колеса /8/: d2 = (mn * Z2) / cos я (2.2.1.14.) d2 = (4 * 88) / 0,98 = 359,2 мм диаметры окружности вершин зубьев /8/: da1 = d1 + 2 * mn (2.2.1.15.) da2 = d2 + 2 * mn da1 = 65,3 + 2 * 4 = 73,3 мм da2 = 359,2 + 2 * 4 = 367,2 мм диаметры окружности впадин зубьев /8/: df1 = d1 - 2,5 * mn (2.2.1.16.) df2 = d2 - 2,5 * mn df1 = 65,3 - 2,5 * 4 = 55,3 мм df2 = 359,2 - 2,5 * 4 = 349,2 мм Определ яем значение контактных напряжений /8/: где Zн = 1,77 * cos я , Zм = 275 МПа, Z я = 1 / Еа , где Еа - коэффициент торцевого перекрытия. Еа =[1,88 - 3,2*(1/Z1 + 1/Z2)] * cos я (2.2.1.18) Ft - окру жная сила в зацеплении , определяется по фо рмуле /8/: Ft = (2 * T2) / d2 (2.2.1.19.) Кн = 1,2...1,35, бол ьшие значения при несимметричном р асположении колес (Кн = 1,2). Ft = (2 * 803) / 0,3592 = 4471 Н Еа = [1,88 - 3,2*(1/16 + 1/88)] * 0,98 = 1,61 Z я = Zн = 1,77 * 0,98 = 1,73 Для определения твердости рабочих повер хностей принимаем я н = [ я н ], где [ я н ] - допускаемое кон тактное напряжение , при твердости я 350 Н. [ я н ] = (2 * НВ + 70) / 1,1 * К HL (2.2.1.20.) Из ф ормулы 2.2.1.20. твердость рабочих поверхностей зубьев : НВ = (1,1 * [ я н ] - 70) / 2 = (1,1 * 441 - 70) / 2 = 207,55 По т абл .2.2. /6/ для изготовления колес назначаем сталь 45, термообработка - улучшение ; твердость зубьев колеса НВ = 192...240 Нвср = 216; твердость зубьев шестерни НВ = 241...285 Нвср = 263. Выполняем проверочный расчет передачи п о напряжениям изгиба /8/: я F = YF * Y я * YЕ * (Ft * KF) / (bw * mn) я [ я F], (2.2.1.21.) где [ я F] - допускаемое напряжение изгиба /8/: [ я F] = ( я F0 / SF) * KFL , (2.2.1.22.) где я F0 - предел выносливости ( я F0 = 1,8 * НВ ); SF - коэф фициент долговечности (SF = 1,7); YF - коэффициент ф ормы зуба , определяет ся по числу зубьев эквивалентного колеса ZV (рис .2.23. /6/); ZV = Z / cos3 я (2.2.1.23.) Y я - коэффициент , учитывающий влияние угла наклона зубьев ; Y я = 1 - я 0 / 140 (2.2.1.24.) YЕ - коэффициент , учитывающий перекрытие зубьев ; YЕ = 1 / Еа (2.2.1.25.) К F - к оэффициент нагрузки (KF = 1,3...1,5). Для ш естерни ZV1 =16 / 0,98 = 16,3 YF1 = 4,17 Для колеса ZV2 =88 / 0,98 = 89,8 YF2 = 3,6 Для шестерни и колеса Y я = 1 - 11,16 / 140 = 0,92 YЕ = 1 / 1,61 = 0,62 Предел выносливос ти : для шестерни я FО 1 = 1,8 * 263 = 473,4 МПа для колеса я FО 2 = 1,8 * 216 = 388,8 МПа Допускаемое напряжение изгиба : для шестерни [ я F1] = (473,4 / 1,7) * 1 = 278,5 МПа для колеса [ я F2] = (388,8 / 1,7) * 1 = 228,7 МПа Напряжение изгиба для шестерни : я F 1 = 4,17 * 0,92 * 0,62 * (4471 * 1,3) / (84 * 4) = 41,1 МПа я 278,5 МПа Напряже ние изгиба для колеса /8/: я F2 = я F1 * (YF2 / YF1) (2.2.1.26.) я F2 = 41,1 * (3,6 / 4,17) = 35,5 МПа я 228,7 МПа Условие прочности зубьев на изгиб выполняется. Определяем си лы в зацеплении , ри с .2.2.1.2. Ft1 = - Ft2 = (2 * T1) / d1 = (2 * T2) / d2 (2.2.1.27.) FR1 = - FR2 = Ft * (tg я / cos я ) (2.2.1.28.) F а 1 = - F а 2 = Ft * tg я (2.2.1.29.) Ft1 = - Ft2 = (2 * 125,44) / 0,0653 = 3842 Н FR1 = - FR2 = 3842 * (0,364 / 0,98) = 1427 Н Fа 1 = - Fа 2 = 3842 * 0,197 = 756,9 Н Силы , действующие в зацеплении зубчатой передачи. Рис . 2.2.1.2. 2.2.2. Расчет тихоходной сту пени. Коэффициент относительной ширины зубчатого венца я ba = 0,315...0,4; п ринимаем я ba = 0,35. Определяем коэффициент ширины венца по делительному диаметру шестерни по формуле 2.2.1.5.: я bd = 0,5 * (4,2 + 1) * 0,35 = 0,91 Коэффиц иент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии в зависимости от я bd по графи ку на рис . 12.18. /8/, Кн я = 1,05. Межосевое расстояние определяем по форм уле 2.2.1.6.: Определяем ширину зубчатого венца колес а по формуле 2.2.1.7.: bW4 = 0,35 * 228 = 79,8 мм , уточняем по ГОСТ 6636-69 bW4 = 80 мм. ширина венца шестерни bW3 = 80 + 5 = 85 мм. Определяем модуль в нормальном сечении по формуле 2.2.1.8.: mn = 0,02 * 228 = 4,56; принимаем mn = 4,5 мм. cos я = 1, т.к . передача прямозубая. Суммарн ое число зубьев колеса определяем по форм уле 2.2.1.9.: Z я = (2 * 228 * 1) / 4,5 = 101 Определ я ем число зубьев шестерни по формуле 2.2.1.11.: Z3 = 101 / (4,2 + 1) = 19 ; Z3 = 19 я 16 Определ яем число зубьев колеса по формуле 2.2.1.12.: Z4 = 101 - 19 = 82 Определ яем диаметры делительных окружностей зубчатых колес. Диаметр шестерни определяем по фор муле 2.2.1.13.: d3 = (4,5 * 19) / 1 = 85,5 мм Диаметр колеса определяем по формуле 2.2.1.14.: d4 = (4,5 * 82) / 1 = 369 мм Определ яем диаметры окружностей вершин зубьев по формулам 2.2.1.15: dа 3 = 85,5 + 2 * 4,5 = 94,5 мм dа 4 = 369 + 2 * 4,5 = 378 мм Опр еделяем диаметры окружностей впадин зубье в по формулам 2.2.1.16: df3 = 85,5 - 2,5 * 4,5 = 74,25 мм df4 = 369 - 2,5 * 4,5 = 357,75 мм Определ яем коэффициент , учитывающий влияние суммарной длины контактной линии по формуле /8/: Z я = (4 - Е я ) / 3 , (2. 2.2.1.) где Е я - коэффициент торцевого перекрытия , определяется по формуле 2.2.1.18.: Е я = [1,88 - 3,2 * (1 / 19 +1 / 82)] * 1 = 1,67 Z я = (4 - 1,67) / 3 =0,88 Окружна я сила в зацеплении определяется по форму ле : Ft = (2 * T3) / d3 (2.2.2.2.) Ft = (2 * 795) / 0,0855 = 18596,5 Н ZH = 1,77 * cos я = 1,77 * 1 = 1,77 Определяем значение контактных напряжений по формуле 2.2.1.17.: Для определения твердости рабочих повер хностей зубьев принимаем я н = [ я н ]. Допускаемые контактные напряжения при я н = 600...1000 МПа определяются по формуле /8/: [ я н ] = (17 * HRC + 200) / 1,2 * KHL (2.2.2.3.) Из ф ормулы 2.2.2.3. твердость поверхности зубьев : HRC = (1,1 * [ я н ] - 200) / 17 = (1,1 * 850 - 200) / 17 = 43,2 По т абл . 2.2. /6/ выбираем для изготовления кол ес сталь 40Х , термообработка - закалка Т.В.Ч . сквоз ная , твердость зубьев 45...55 HRC. Выполняем проверочный расчет передачи п о напряжениям изгиба по формуле 2.2.1.21.: я F = YF * Y я * Y я * (Ft * KF) / (bw * mn) я ? [ я F] Коэффиц иент , учитывающий влияние угла наклона з убьев (Y я ) определяем по формуле 2.2.1.24: Y я =1 Число зубьев эквивалентного колеса определяем по формуле 2.2.1.23.; cos я = 1, т.к . передача прямоз убая : для шестерни ZV3 = 19 / 1 = 19 YF3 = 4,07 (по рис . 2.23. /6/) для колеса ZV4 = 82 / 1 = 82 YF4 = 3,6 (по рис . 2.23. /6/) Коэффициент , учитывающий перекрытие зубьев определяем по формуле 2.2.1.25.: Y я = 1 / 1,67 = 0,6 Значени е коэффициента нагрузки К F = 1,3...1,5; К F = 1,3. По табл . 2.2. /6/ для стали 40Х подвергаемой закалке определяем предел выносливости для шестерни и колеса [ я F0] = 550 МПа , коэффициент запаса прочности SF = 1,7. Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле 2.2.1.22.: [ я F3] = [ я F4] = (550 / 1,7) * 1 = 323,5 МПа Напряжени е изгиба для шестерни : я F3 = 4,07 * 1 * 0,6 * (18596,5 * 1,3)/(80 * 4,5) = 164 МПа я 323,5 МПа Напряжени е изгиба для колеса по формуле 2.2.1. 26: я F4 = 164 * (3,6 / 4,07) = 145 МПа я 323,5 МПа Условие прочности на изгиб выполняется. Определяем силы в зацеплении : Ft3 = - Ft4 = (2 * T3) / d3 = (2 * T4) / d4 (2.2.2.4.) FR3 = - FR3 = Ft * (tg я ? / cos я ) (2.2.2.5.) Ft3 = - Ft4 = (2 * 795) / 85,5 = 18596,5 Н FR3 = - FR4 = 18596,5 * (0,364 / 1) = 6769 Н Fа 1 = - Fа 2 = 3842 * 0,197 = 756,9 Н 2.3. Расч ет дополнительной открытой зубчатой передачи. uз.п . = 2,26 - передаточное число дополнительной открытой зубчатой передачи. 1) Назначаем материал : для шестерни выби раем сталь марки 45Л (нормализация , НВ 1 = 153...179, Н В 1 ср = 166), для колеса - сталь марки 25Л ( нор мализация , НВ 2 = 124...151, НВ 2 ср = 137,5). 2) Определяем модуль зацепления из усло вия прочности зубьев на изгиб по формуле /4/: где Мш . экв . - эквивалентный вращающий м омент на валу шестерни , Н *м ; Z1 - числ о зубьев шестерни , принимаем Z1 = 17; я bd - коэффициент ширины колеса , прин имаю т я bd = 0,4...0,6, при консольном р асположении шестерни относительно опор и твер дости зубьев колеса НВ 2 < 350; К F я - коэффициент , учитывающий распределение нагрузки по ширине венца , при нимают К F я = 1,25...1,35; YF - коэффициент формы зуба , принимаем YF = 4 ,26 по таблице в /4/. Мш . эк в . = Мк . экв . / (uз.п . * я з.п .), где М к . экв . - эквивалентный вращающий момент на валу колеса ; uз.п . - передаточное число открытой зубчатой передачи ; я з.п . - КПД открытой зубчатой пере дачи ( я з.п . = 0,95). Мш . эк в . = 7983,7 / (2, 26 * 0,95) = 3718,5 Н *м [ я F] - допускаемое напряжение на изги б , МПа. [ я F] = ( я F limb * KFL * KFC) / SF , где я F limb - предел выносливости зубьев пр и изгибе , соответствующий базовому числу цикл ов напряжения , МПа . Для выбранной марки ст али я F limb = 1,8 * Н В (расчет ведут по средней твердости ). Средняя твердость НВ = (НВ 1 +НВ 2) / 2 = (166 + 137,5) / 2 = 151,75 я F limb = 1,8 * 151,75 = 273,15 SF - коэф фициент безопасности , принимают SF = 1,75...2,30; принимаем SF = 2; К FL - коэффициент долговечности , принимаю т К FL = 1; К FC - коэффициент , учитывающий влияние двухс тороннего приложения нагрузки , для нереверсивных передач К FC = 1. [ я F] = (273,75 * 1 * 1) / 2 = 136,9 МПа По СТ СЭВ 310-76 полученное значение моду ля зацепления округляем до ближайшего стандар тного значения по табл . 8. /4/; m = 14 мм. 3) Расчет геометрических размеров шестерни и колеса : делительные размеры : d1 = m * z1 ; d2 = m * z2 = m * z2 * uз.п . (2.3.4.) d1 = 14 * 17 = 238 мм d2 = 14 * 17 * 2,26 = 538 мм диаметры вершин зубьев /4/: dа 1 = d1 + 2 * m; dа 2 = d2 + 2 * m (2.3.5.) dа 1 = 238 + 2 * 14 = 266 мм dа 2 = 538 + 2 * 14 = 566 мм диаметры впадин зубьев /4/: df1 = d1 - 2,5 * m; df2 = d2 - 2,5 * m (2.3.6.) df1 = 238 - 2,5 * 14 = 203 мм df2 = 538 - 2,5 * 14 = 503 мм ширина венца колеса и шестерни /4/: b2 = я bd * d1 ; b1 = b2 + (2...5) мм (2.3.7.) b2 = 0,5 * 238 = 119 мм b1 = 119 + 3 = 122 мм межосевое расстояние определяется по формуле /4/: aw = 0,5 * (d1 + d2) (2.3.8.) aw = 0,5 * (238 + 538) = 388 мм 4) Окру жная скорость определ яется по формуле /4/: v = ( я * d1 * nш ) / (60 * 1000), (2.3.9.) где nш - частота вращения шестерни , об /мин (nш = nдв = 670 об /мин ). v = (3,14 * 238 * 670) / (60 * 1000) = 8,3 м /с Назначаем 8-ю степень точности изготовления. 5) Проверочный расчет на изг ибную прочность из основания зубьев шестерни вып олняем по условию /4/: где KFV - коэффициент , учитывающий динамическую нагрузку ; по табл .2.7. /7/ KFV = 1,78 при v = 8 м /с и НВ я 350. 6) Определяем внутренние диаметры ступиц : для шестерни : где [ я кр ] = 15...20 МПа - допуск аемое напряжение кручения. для колеса : Наружные диаметры ступиц у торца для стальных колес определяются по формуле /4/: dст = 1,6 * dв (2.3.13.) для ш естерни dст = 1,6 * 98 = 156,8 мм для колеса dст = 1,6 * 126 = 201,6 мм Длина ступиц определяется по формуле /4/: l ст = 1,2 * dв (2.3.14.) для ш естерни l ст = 1,2 * 98 = 117,6 мм для колеса l ст = 1,2 * 126 = 151 мм Толщина обода колеса определяется по формуле /4/: D2 = 2,5 * m (2.3.15) D2 = 2,5 * 14 = 25 мм Толщина дис ка колеса определяется по формуле /4/: С = 3 * m (2.3.16.) С = 3 * 14 = 41 мм 2.4. Расч ет валов редуктора. 2.4.1. Определение расстояний между деталями передач. Расстоя ния между деталями передач определяем по расчетной схеме 2.4.1. Расстояния межд у внешними поверхнос тями деталей передач определяется по соотноше нию : L = d1 + d2 / 2 + d3 / 2 + d4 (2.4.1.1.) L = 65,3 + 359,2 / 2 + 85,5 / 2 + 369 = 656 мм Расстоя ние между вращающимися колесами и внутренними стенками редуктора определяется по форм уле : а = L + 3 (2.4.1.2.) а = 656 + 3 = 12 мм Расстоя ние между дном корпуса и поверхностью кол ес определяется из соотношения b0 я 4 * а. b0 я 48 мм Расстоя ние между торцевыми поверхностями колес прини маем с = = (0,3...0,5) * а с = 0,5 * 12 = 6 м м Расстояние между деталями передач. 2.4.2. Рас чет быстроходного вала. Определ яются предварительные размеры вала /7/, показанные на рис .2.4.2.1. d я (7...8) * TБ , (2.4.2.1.) dП я d + 2 * t , (2.4.2.2.) dБП я dП + 3 * r , (2.4.2.3.) где Т Б - крутящий момент на быстроходном валу , Н *м ; t - высо та заплечика , мм ; r - координата фаски подшипника. d я 7 * 125,44 = 35 мм dП я 35 + 2 * 2,5 = 40 мм dБП я 40 + 3 * 2,5 = 47,5 мм Вычисле нные значения округляем в ближайшую сторону до стандартных , ГОСТ 6636-69. d = 36 мм ; dП = 40 мм ; dБП = 48 мм. Составл яем расчетную схему вала , рис . 2.4.2.2. Положение опор и точки приложения си л определяем приближенно. l = B + (20...25) мм l = l 1 + l 2 l 1 = l / 3 l = 240 + 21 = 261 мм l 1 = 261 / 3 = 87 мм l 2 = 261 - 87 = 174 мм Определ яем основные нагрузки , приводим силы Ft , Fa , Fr к точке на оси вала , при этом возникает пара сил. Ft1 = 3842 Н ; Fa1 = 756,9 Н ; Fr1 = 1427 Н. М = Fa1 * d1 / 2 = 756,9 * 0,0653 / 2 = 24,7 Н *м Крутящи й момент на валу : Т = Ft1 * d1 / 2 = 3842 * 0,0653 / 2 = 125,4 Н *м Определ яем реакции опор , используя уравнения статики в плоскости ZY: по условию я М Z2 = 0 или - RZ1 * ( l 1 + l 2) - M + Fr1 * l 2 = 0 RZ1 = (- M + Fr1 * l 2) / ( l 1 + l 2) RZ1 = (-24,7 + 1427 * 0,174) / (0,087 + 0,174) = 856,7 Н по ус ловию я М Z1 = 0 или - RZ2 * ( l 1 + l 2) - M + Fr1 * l 1 = 0 RZ2 = (- M + Fr1 * l 1) / ( l 1 + l 2) RZ2 = (-24,7 + 1427 * 0,087) / (0,087 + 0,174) = 570,3 Н Проверка я F2 = 0, т.е . RZ1 + RZ2 - Fr1 = 0 . 856,7 + 570,3 - 1427 = 0 - реакции опред елены правильно. Определяем реакции опор , используя урав нения статики в плоскости Х Y: по условию я МХ 2 = 0 или - RХ 1 * ( l 1 + l 2) + Ft1 * l 2 = 0 RХ 1 = (Ft1 * l 2) / ( l 1 + l 2) RХ 1 = (3842 * 0,174) / (0,087 + 0,174) = 2561,3 Н -Ft1 + RХ 1 + RХ 2 = 0 я RХ 2 = RХ 1 - Ft1 = 3842 - 2561,3 = 1280,7 Н Определяем изгибающие моменты : в плоскости ZY, сечении 1-1 М Z1 = RZ1 * l 1 = 856,7 * 0,087 = 74,5 Н *м М я Z1 = М Z1 + М = 74,5 + 24,7 = 99,2 Н *м в пло скости Х Y, сечении 1-1 МХ 1 = RХ 1 * l 1 = 2561,3 * 0,087 = 222,8 Н *м Ст роим эпюры изгибающих моментов М Z , МХ , рис . 2.4.2.2. Определяем суммарные изгибающие моменты в сечении 1-1. Наиболее опасное сечение - 1-1, где расположе на шестерня вала. Определяем коэффициент запаса прочности по формуле /7/: где [S] - допускаем ый коэффициент запаса прочности , [S] = 2...2,5; S я - коэффициент запаса прочно сти по напряжениям изгиба ; S я - коэффициент запаса прочно сти по напряжениям кручения. где я -1 , я - 1 - пределы выносливости материала вала соответственно п ри изгибе и кручении , МПа ; я -1 = (0,4...0,5) * я в ; я - 1 = 0,58 * я -1 , где я в - предел прочности материала в ала , МПа (по табл . 10.2. /7/); я а и я а - амплитуды переменн ых составляющих циклов напряжений , МПа ; я m и я m - постоянные сос тавляющие циклов , МП а ; яя и яя - коэффициенты , характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений , для сталей /7/: яя = 0,02 + 2 * 10-4 * я в ; яя = 0,5 * яя ; К d и К F - масштабный фактор и фактор качества (табл . 10.3. и 10.4. /7/); К я и К я - эффект ивные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении (табл . 10.7. /7/). Напряже ния изгиба изменяются по симметричному циклу , напряжения кручения по отнулевому /7/. - для симметричного цикла : я а = М я / W; я m = 0, (2.4.2.7.) где W - момент сопротив ления изгибу ; для сплошного сечения W = 0,1 * d3 ; для сечения со шпоночным пазом W = - для отнулевого цикла : я а = я m = 0,5 * я max ; я max = Т / Wp , (2.4.2.8.) где Wp - момент сопротивления кручению ; для сплошного сечения Wp = 0,2 * d3 ; для сечения со ш поночным пазом Wp = Размеры шпоночного паза определяются по табл . 24.32. /7/. Для изготовления вала выбираем сталь 45, термообработка улучшение , предел прочности я в = 750 МПа. Пределы выносливости : я -1 = (0,4...0,5) * я в = 0,45 * 750 = 337,5 МПа я - 1 = 0,58 * я -1 = 0,58 * 337,5 = 195,8 МПа Амплитуды переменных составляющих циклов напряжений для d = 36 мм. я а = М яя / W = М яя ? / (0,1 * d3) = 243900 / (0,1 * 363) = 52,3 МПа я а = я m = 0,5*Т /Wp = 0,5 * Т /(0,1 * d3) = 0,5 * 125400/(0,1 * 363) = 13,4 МПа Постоянные составляющие циклов напряжений : я m = 0; я а = я m = 13,4 МПа Масштаб ный коэффициент и фактор качества : К d = 0,86; К F = 1,07 Коэффиц иенты концентрации напряжений : К я = 2,8; К я = 1,85 Коэффиц иенты : яя = 0,02 + 2 * 10-4 * я в = 0,02 + 2 * 10-4 * 750 = 0,17 яя = 0,5 * яя = 0,5 * 0,17 = 0,085 Коэффициент запаса прочности по напряже ниям изгиба : Коэффициент запаса прочности по напряже ниям кручения : Коэффициент запаса прочности : Условие прочности выполняется. Опред еляются предварительные размеры вала /7/ показанные на рис . 2.4.3.1. dК я (6...7) * Тпр , (2.4.3.1.) где Т пр - крутящий момент на промежуточном валу. dБК я dК + 3 * f , (2.4.3.2.) где f - размеры фаски. dБП я dП + 3 * r , (2.4.3.3.) dП = dК - 3 * r , (2.4.3.4.) dК я 6 * 803 = 55,7 мм dБК я 55,7 + 3 * 2 = 61,7 мм dП = 55,7 - 3 * 3 = 46,7 мм dБП я 46,7 + 3 * 3 = 55,7 мм Вычисле нные значения округляем в ближайшую сторону до стандартных , ГОСТ 6636-69. dК = 56 мм ; dБК = 63 мм ; dП = 50 мм ; dБП = 56 мм. Составл яем расчетную схему вала , рис . 2.4.3.2. Положение опор и точки приложения си л определяем приближенно с учетом конструкции быстроходного вала. Определяем основные нагрузки , приводим с илы Ft , Fа , Fr , к точке на оси вала , при этом в озникает пара сил. Ft2 = 3842 Н ; Fа 2 = 756,9 Н Fr2 = 1427 Н. Ft3 = 18596,5 Н ; Fr3 = 6769 Н. Т 2 = Ft2 * dк 2 / 2 = 3842 * 0,3592 / 2 = 690 Н *м М 2 = Fa2 * dк 2 / 2 = 756,9 * 0,3592 / 2 = 135,9 Н *м Т 3 = Ft3 * dк 3 / 2 = 18596,5 * 0,0855 / 2 = 795 Н *м М 3 = Fa3 * dк 3 / 2 = 0 , т.к . Faв = 0 (tg я = 0). Определ яем реакции опор , использую уравнения статики в плоскости ZY: по условию я М Z2 = 0 или RZ1 *( l 1 + l 2 + l 3) - M2+Fr3 * l 3+Fr2 * ( l 2 + l 3)= 0 RZ1 = (- M2 + Fr3 * l 3 + Fr2 * ( l 2 + l 3)) / ( l 1 + l 2 + l 3) RZ1 = (- 135,9 + 6769 * 0,084 + 1427 * (0,09 + 0,084)) / (0,087 + 0,09 + + 0,084) = 2609,2 Н по ус ловию я М Z1 = 0 или RZ2 * ( l 1 + l 2 + l 3) -М 2-Fr2 * l 1-Fr3 * ( l 1+ l 2)= 0 RZ2 = (Fr3 * ( l 1+ l 2) + Fr2 * l 1 + М 2) / ( l 1 + l 2 + l 3) RZ2 = (6769 * (0,087 + 0,09) + 1427 * 0,087 + 135,9) / (0,087 + 0,09 + + 0, 084) = 5586,8 Н Проверка я FZ = 0, т.е . - RZ1 + Fr2 + Fr3 - RZ2 = 0 . -2609,2 + 1427 +6769 - 5586,8 = 0 - реакции определены правильно. Определяем реакции опор , используя уравн ения статики в плоскости Х Y: по условию я МХ 1 = 0 или RХ 2 * ( l 1 + l 2 + l 3) - Ft3 * ( l 1 + l 2) - Fr2 * l 1 = 0 R Х 2 = (Ft3 * ( l 1 + l 2) + Fr2 * l 1) / ( l 1 + l 2 + l 3) RХ 2 = (18596,5 * (0,084 + 0,09) +3842 * 0,087) / (0,087 + 0,09 + 0,174) = 13892,1 Н по ус ловию я МХ 2 = 0 или - RХ 1 * ( l 1 + l 2 + l 3) + Ft2 * ( l 2 + l 3) + Fr3 * l 3 = 0 R Х 1 = (Ft2 * ( l 2 + l 3) + Fr3 * l 3) / ( l 1 + l 2 + l 3) RХ 1 = (3842 * (0,09 + 0,084) + 18596,5 * 0,084) / ((0,087 + 0,09 + 0,174) = 8546,4 Н Проверка я FХ = 0, т.е . RХ 1 - Ft2 - Ft3 + RX2 = 0 . 8546,4-3842-18596,5+13892,1 = 0 - реакции определены правильно. Определяем изгибающие моменты : в плоскости ZY: в сечении 1-1: М Z1 = RZ1 * l 1 = 2609,2 * 0,087 = 227 Н *м М я Z1 = М Z1 + М 2 = 227 + 135,9 = 362,9 Н *м в сечении 2-2: М Z2 = RZ2 * l 3 = 558 6,8 * 0,084 = 469,3 Н *м в плоскости Х Y: в сечении 1-1: МХ 1 = RХ 1 * l 1 = 8546,4 * 0,087 = 743,5 Н *м в сечении 2-2: МХ 2 = RХ 2 * l 3 = 13892,1 * 0,084 = 1166,9 Н *м Определяем суммарные изгибающие моменты : в сечении 1-1: в сечении 2-2: Наиболее опасное сечени е 2-2, где р асположена шестерня вала. Для изготовления вала выбираем сталь 40Х , термообработка - закалка Т.В.Ч ., предел проч ности я в = 850 МПа. Пределы выносливости при кручении и изгибе : я -1 = (0,4...0,5) * я в =0,45 * 850 = 382,5 МПа я - 1 = 0,58 * я -1 = 0,58 * 382,5 = 221,85 МПа Амплитуды переменных составляющих циклов напряжений определяем по формулам 2.4.2.7. и 2.4.2.8.: я а = М яя / W = М яя ? / (0,1 * d3) = 1257700 / (0,1 * 563) = 71,6 МПа я а = 0,5*Т / Wp = 0,5 * Т / (0,2 * d3) = 0,5 * 795000 / (0, 2 * 563) = 11,3 МПа Постоянные составляющие циклов напряжений : я m = 0 я m = я а = 11,3 МПа Масштаб ный коэффициент и фактор качества (табл .10.3. и 10.4. /7/): К d = 0,69; К F = 1,13 Коэффиц иенты концентрации напряжений (табл .10.7. и 10.8. /7/): К я = 1,62; К я = 1,3 Коэффиц иенты : яя = 0,02 + 2 * 10-4 * я в = 0,02 + 2 * 10-4 * 850 = 0,19 яя = 0,5 * яя = 0,5 * 0,19 = 0,095 Коэффициент запаса прочности по напряже ниям изгиба определяется по формуле 2.4.2.5.: Коэффициент запаса прочности по напряже ниям круче ния определяется по формуле 2.4.2.6.: Коэффициент запаса прочности определяется по формуле 2.4.2.4.: Условие прочности выполняется. 2.4.4. Рас чет тихоходного вала. Определ яются предварительные размеры вала /7/, показанные на рис .2.4.4.1. d я (5. ..6) * TТ , (2.4.4.1.) dП я d + 2 * t , (2.4.4.2.) dБП я dП + 3 * r , (2.4.4.3.) dк = dБП + 7 мм , (2.4.4.4.) где Т Т - крутящий момент на тихоходном валу , Н *м ; t - высота заплечика , мм ; r - координата фаски подшипника. d я 5,5 * 3238,83 = 81,3 мм dП я 81,3 + 2 * 3,5 = 88,3 мм dБП я 88,3 + 3 * 3,5 = 98,8 мм dк = 98,8 + 7 = 105,8 мм Вычисле нные значения округляем в ближайшую сторону до стандартных , ГОСТ 6636-69. d = 80 мм ; dП = 90 мм ; dБП = 100 мм ; dк = 105 мм Составл я ем расчетную схему вала , рис . 2.4.4.2. Положение опор и точки приложения си л определяем приближенно с учетом конструкции промежуточного вала. Определяем основные нагрузки , приводим с илы Ft и Fr к точке на оси вала. Ft4 = 18596,5 Н ; Fr4 = 6769 Н. Крутящ ий момент на валу : Т 4 = Ft4 * d4 / 2 = 18596,5 * 0,0369 / 2 = 3431 Н *м Определ яем реакции опор , используя уравнения статики в плоскости ZY: по условию я М Z2 = 0 или RZ1 * ( l 1 + l 2) - Fr4 * l 2 = 0 RZ1 = (Fr4 * l 2) / ( l 1 + l 2) RZ1 = (6769 * 0,177) / (0,177 + 0,084) = 2178,5 Н по ус ловию я М Z1 = 0 или - RZ2 * ( l 1 + l 2) + Fr4 * l 1 = 0 Расчетн ая схема тихоходного вала. Рис . 2.4.4.2.RZ2 = (Fr4 * l 1) / ( l 1 + l 2) RZ2 = (6769 * 0,1777) / (0,177 + 0,084) = 4590,5 Н Проверка я FZ = 0, т.е . RZ1 - Fr4 + RZ2 = 0 . 2178,5 - 6769 + 4590,5 = 0 - реакции определены правильно. Определяем реакции опор , используя уравн ения статики в плоскости Х Y: по условию я МХ 2 = 0 или - RХ 1 * ( l 1 + l 2) + Ft4 * l 2 = 0 RХ 1 = (Ft4 * l 2) / ( l 1 + l 2) RХ 1 = (18596,5 * 0,084) / (0,177 + 0,084) = 5985,1 Н по ус ловию я МХ 1 = 0 или RХ 2 * ( l 1 + l 2) - Ft4 * l 1 = 0 RХ 1 = (Ft4 * l 1) / ( l 1 + l 2) RХ 1 = (18596,5 * 0,177) / (0,177 + 0,084) = 12611,4 Н Проверка я FХ = 0, т.е . RХ 1 - Fr4 + RХ 2 = 0 . 5985,1 - 18596 ,5 + 12611,4 = 0 - реакции определены правильно. Определяем изгибающие моменты : в плоскости ZY, сечении 1-1 М Z1 = RZ1 * l 1 = 2178,5 * 0,177 = 385,6 Н *м в пло скости Х Y, сечении 1-1 МХ 1 = RХ 1 * l 1 = 5985,1 * 0,177 = 1059,4 Н *м Определ яем суммарный изгиба ющий момент в сеч ении 1-1. Наиболее опасное сечение 1-1, где расположе на шестерня вала. Для изготовления вала выбираем сталь 45, термообработка - нормализация , предел прочности я в = 600 МПа. Пределы выносливости при кручении и изгибе : я -1 = (0,4...0,5) * я в = 0,45 * 600 = 270 МПа я - 1 = 0,58 * я -1 = 0,58 * 270 = 156,6 МПа Амплитуды переменных составляющих циклов напряжений определяем по формулам 2.4.2.7. и 2.4.2.8. Момент сопротивления изгибу для сечения со шпоночным пазом (выбира ем шпонку при d = 80 мм с b = 22 мм и t1 = 9 мм ): Момент сопротивления кручению для сечен ия со шпоночным пазом (шпонка та же ): я а = М я / W = 1127400 / 44961,8 = 25,1 МПа я а = 0,5 * Т / Wp = 0,5 * 3431000 / 96161,8 = 17,8 МПа Постоянные составляющие циклов напряже ний : я m = 0; я m = я а = 17,8 МПа Масштаб ный коэффициент и фактор качества (табл .10.2. и табл .10.3. /7/): К d = 0,74; К F = 1,02 Коэффиц иенты концентрации напряжений (табл .10.7. и табл .10.8. /7/): К я = 1,6; К я = 1,4 Коэффиц иенты : яя = 0,02 + 2 * 10-4 * я в = 0,02 + 2 * 10-4 * 600 = 0,14 яя = 0,5 * яя = 0,5 * 0,14 = 0,07 Коэффициент запаса прочности по напряже ниям изгиба определяется по формуле 2.4.2.5.: Коэффициент запаса прочности по напряже ниям кручения определяется по формуле 2.4.2.6 .: Коэффициент запаса прочности определяется по формуле 2.4.2.4.: Условие прочности выполняется. 2.5. Расч ет шпоночных соединений. Для передачи крутящего момента от вала к ступ ице и наоборот , в редукторах используют пр изматические шпонки. Расче т производится в следующей последовательности : по диаметру вала d подбирается ширина шпонки b и высота h, длину ступицы детали принимают по соотношению l ст = (0,8...1,5) * d. Длину шпонки l шп определяют по соотношению l шп = l ст - (5...10) мм . Окончательно размеры шпонк и уточняются по ГОСТ 23360-78. После выбора шпонки выполняется проверо чный расчет шпоночного соединения на смятие : я см = (4,4 * Т * 103) / (d * h * l p) я [ я см ], (2.5.1.) где Т - крутящий момент на валу , Н *м ; d - диаметр вала , мм ; h - высота шпонки , мм ; l p - рабочая длина шпонки ( l p = l шп - b); [ я см ] - допускаемое напряжение смятия ([ я см ] = 120...140 МПа ). 1) Расчет шпоночного соединения между д вигателем и редуктором (d = 38 мм ). Длину ступицы колеса принимаем : l ст = 1,2 * d = 1,2 * 38 = 46 мм По Г ОСТ 23360-78 (табл .24.32 /7/) выбираем шпонку : ширина шпонки b = 10 мм ; высота шпонки h = 8 мм ; длина шпонки l шп = l ст - (5...10) мм = 46 - 6 = 40 мм ; в соответствии с ГОСТ 23360-78 назначаем l шп = 40 мм. Рабочая длина шпон ки определяется : l р = l шп - b = 40 - 10 = 30 мм Выполня ем проверочный расчет шпоночного соединения н а смятие по формуле 2.5.1.: я см = (4,4 * 128 * 103) / (38 * 8 * 30) = 62 МПа я [ я см ] = (120...140 МПа ) Все детали шпоночного соединения изготовлены из с т али , условие прочности выполняется. 2) Расчет шпоночного соединения на пром ежуточном валу (d = 56 мм ). Длину ступицы колеса принимаем : l ст = 1,2 * d = 1,2 * 56 = 67 мм По Г ОСТ 23360-78 (табл .24.32 /7/) выбираем шпонку : ширина шпонки b = 16 мм ; высота шп онки h = 10 мм ; длина шпонки l шп = l ст - (5...10) мм = 67 - 5 = 62 мм ; в соответствии с ГОСТ 23360-78 назначаем l шп = 63 мм. Рабочая длина шпонки определяется : l р = l шп - b = 63 - 16 = 47 мм Выполня ем проверочный расчет шпоночного соединения н а смятие по формуле 2.5.1.: я см = (4,4 * 803 * 103) / (56 * 10 * 47) = 134 МПа я [ я см ] = (120...140 МПа ) Все детали шпоночного соединения изготовлены из с тали , условие прочности выполняется. 3) Расчет шпоночного соединения на тихо ходном валу (d = 80 мм ). Длину ст упицы колеса принимаем : l ст = 1,5 * d = 1,5 * 80 = 130 мм По Г ОСТ 23360-78 (табл .24.32 /7/) выбираем шпонку : ширина шпонки b = 22 мм ; высота шпонки h = 14 мм ; длина шпонки l шп = l ст - (5...10) мм = 130 - 5 = 125 мм ; в соответствии с ГОСТ 23360-78 назначае м l шп = 125 мм. Рабочая длина шпонки определяется : l р = l шп - b = 125 - 22 = 103 мм Выполня ем проверочный расчет шпоночного соединения н а смятие по формуле 2.5.1.: я см = (4,4 * 3431 * 103)/(80 * 14 * 103) = 134 МПа я [ я см ]= (120...140 МПа ) Все детали ш поночного соединения изготовлены из стали , условие прочности выполняется. 4) Расчет шпоночного соединения на межд у тихоходным валом и соединительной муфтой валу (d = 70 мм ). Длину ступицы колеса принимаем : l ст = 1,5 * d = 1,5 * 70 = 105 мм По Г ОСТ 23360 -78 (табл .24.32 /7/) выбираем шпонку : ширина шпонки b = 20 мм ; высота шпонки h = 12 мм ; длина шпонки l шп = l ст - (5...10) мм = 105 - 5 = 100 мм ; в соответствии с ГОСТ 23360-78 назначаем l шп = 100 мм. Рабочая длина шпонки определяется : l р = l шп - b = 100 - 22 = 80 мм Выполня ем проверочный расчет шпоночного соединения н а смятие по формуле 2.5.1.: я см = (4,4 * 3431 * 103)/(70 * 12 * 80) = 109 МПа я [ я см ] = (120...140 МПа ) Все детали шпоночного соединения изготовлены из с тали , условие прочности выполняется. 2.6. Подб ор подшипников качения. Основны м расчетом для подшипников качения при ча стоте вращения n я 10 мин -1 является расчет на долговечность . Расчетная долговечность (ресурс ) выражается в часах и определяетс я по формуле /6/: Ln = ( Cr / P экв )m * (10 6 / (60 * n)) я [Ln], (2.6.1.) где n - частота вращения вала , мин -1; [Ln] - рек омендуемое значение долговечности , ч ([Ln] = 10000 ч ); Pэкв - эквивалентная нагрузка для подшипн ика , определяется по формуле /6/: Pэкв = (V * X * FR + Y * Fa) * Кб * Кт , (2 .6.2.) где V - коэффициент вращения , V = 1 - внутреннее кольцо вращает ся , V = 1,2 - наружное кольцо вращается ; FR - радиальная нагрузка , определяется по формуле /6/: FR = Rz2 + Rх 2 , (2.6.3.) где Rz и Rх - реакции опор. Fa - осев ая сила ; Х и Y - к оэффициенты радиальной и осевой нагрузок (/9/); Кб - коэффициент безопасности (Кб = 1,3...1,5); Кт - температурный коэффициент , при t я 100 Кт = 1; m - коэффициент тела качения , m = 3 - для шарико в ; m = 10/3 - для роликов. Cr - динамическая грузоподъемност ь подшипн ика. 1) Подб ор подшипников для быстроходного вала. Реакции опор определяются по формуле 2.6.3.: Рис . 2.6.1. FR1 = Rz12 + Rх 12 = (856,7)2 + (2561,3)2 = 2700,8 Н FR2 = Rz22 + Rх 22 = (570,3)2 + (1280,7)2 =1402 Н Назнача ем подшипник шариковый радиально-упорный ( табл .10. /9/) 36208. Геометрические параметры : d = 40 мм ; D = 80 мм ; B =18 мм ; r = 2 мм ; r1 = 1 мм ; динамическая грузоподъемность Cr = 38900 Н ; статическая грузоподъемность C0r = 23200 Н. Опора 1. Fa1 / C0r = 75 6,9 / 23200 = 0,033 е = 0,34 (по табл . 10.9. /9/) Fa1 / (V * FR1) = 756,9 / (1 * 2700,8) = 0,28 < е Выбираем по табл . 10. /9/ при Fa1 / (V * FR1) < е х = 1, y = 0. Определяем эквивалентную нагрузку по фо рмуле 2.6.2.: Pэкв 1 = (1 * 1 * 2700,8 + 0 * 756,9) * 1,4 * 1 = 3781 Н Опора 2. Fa2 = 0; х = 1; у = 0. Определяем эквивалентную нагрузку по фо рмуле 2.6.2.: Pэкв 2 = (1 * 1 * 1402 + 0 * 0) * 1,4 * 1 = 1962,8 Н Pэкв 1 > Pэкв 2 , наиболее нагружен подшипник опоры 1. Определяем ресурс подшипника в час ах по формуле 2.6.1.: Ln = (38900 / 3781)3 * (106 / (60 * 670)) = 27089,5 ч > [Ln] = 10000 ч Условие расчета выполняется. 2) Подбор подшипников для промежуточного вала. Реакции опор FR1 и FR2 определяются по фор муле 2.6.3.: Рис . 2.6.2. FR1 = Rz12 + Rх 12 = (2609,2)2 + (8546,4)2 = 8935,8 Н FR2 = Rz22 + Rх 22 = (5586,8)2 + (13892,1)2 =14973,4 Н Назнача ем подшипник шариковый радиально-упорный (табл .10. /9/) 66410. Геометрические параметры : d = 50 мм ; D = 130 мм ; B =31 мм ; r = 3,5 мм ; r1 = 2 мм ; динамическая грузоподъемность Cr = 98900 Н ; статическая грузоподъемность C0r = 60100 Н. Опора 1. Fa1 / C0r = 756,9 / 60100 = 0,013 е = 0,3 (по табл . 10.9. /9/) Fa1 / (V * FR1) = 756,9 / (1 * 8935,8) = 0,08 < е Вы бираем по табл . 10. /9/ при Fa1 / (V * FR1) < е х = 1, y = 0. Определяем эквивалентную нагрузку по фо рмуле 2.6.2.: Pэкв 1 = (1 * 1 * 8935,8 + 0 * 756,9) * 1,4 * 1 = 12510 Н Опора 2. Fa2 = 0; х = 1; у = 0. Определяем эквивалентную нагрузку по фо рмуле 2.6.2.: Pэкв 2 = (1 * 1 * 14973,4 + 0 * 0) * 1,4 * 1 = 20962,8 Н Pэкв 2 > Pэкв 1 , наиболее нагружен подшипник опоры 2. Определяем ресурс подшипника в часах по формуле 2.6.1.: Ln = (98900 / 20962,8)3 * (106 / (60 * 101,5)) = 17243,4 ч > [Ln] = 10000 ч Усл овие расчета выполняется. 3) Подбор подшипников для тихоходного в ала. Реакции опор FR1 и FR2 определяются по фор муле 2.6.3.: Рис . 2.6.3. FR1 = Rz12 + Rх 12 = (2178,5)2 + (5985,1)2 = 6369,2 Н FR2 = Rz22 + Rх 22 = (4590,5)2 + (1261 1,4)2 =13420,9 Н Назнача ем подшипник шариковый радиальный (табл .10. /9/) 116. Ге ометрические параметры : d = 80 мм ; D = 125 мм ; B =22 мм ; r = 2 мм ; динамическая грузоподъемность Cr = 47700 Н ; статическая грузоподъемность C0r = 31500 Н. Опора 1. Fa = 0; х = 1; у = 0. Определяем эквивалентную нагрузку по фо рмуле 2.6.2.: Pэкв 1 = (1 * 1 * 6369,2 + 0 * 0) * 1,4 * 1 = 8916,9 Н Опора 2. Определяем эквивалентную нагрузку по фо рмуле 2.6.2.: Pэкв 2 = (1 * 1 * 13420,9 + 0 * 0) * 1,4 * 1 = 18789,3 Н Pэкв 2 > Pэкв 1 , наиболее нагружен подшипник опоры 2. Определяем ресурс подшипника в часах по формуле 2.6.1.: Ln = (47700 / 18789,3)3 * (106 / (60 * 24,2)) = 11268,2 ч > [Ln] = 10000 ч Условие расчета выполняется. 2.7. Подб ор стандартных муфт. В приводах машин д ля соединения валов и компенсации их смещений , возникаю щих в результате неточности изготовления и монтажа используют жесткие или упругие ком пенсирующие муфты. Типоразмер муфты выбирается по диаметру вала и величине расчетного крутящего мом ента с условием : Тр = К * Тном < [Т ], (2.7.1.) где К - коэффициент динамичности (К = 1,2...1,5); Тном - крутящий момент на валу ; [Т ] - предельное значение момента муфты , Н *м , определяется по ГОСТу. 1) Муфт а соединяющая вал двигателя с быстроходным валом редуктора. Тном = 125,44 Н *м ; К = 1,2 Расчетн ый крутящий момент : Тр = К * Тном = 1,2 * 125,44 = 150,5 Н *м Выбирае м муфту упругую втулочно-пальцевую (табл . 13.2 /6/), ГО СТ 21424-75. Характеристика : d = 38 мм ; [Т ] = 250 Н *м ; n = 3800 мин -1. 2) Муфта соединяющая тихоходн ый вал с барабаном. Тном = 3431 Н *м ; К = 1,2 Расчетн ый крутящий момент : Тр = К * Тном = 1,2 * 3431 = 3920 Н *м Выбирае м муфту упругую втулочно-пальцевую (лист 261 /17/), ГО СТ 21424-75. Характеристика : d = 85 мм ; [Т ] = 4000 Н *м ; n = 1800 мин -1. 2.8. Вы бор и расчет тормоза. По п равилам госгортехнадзора тормоз подбирается из каталога по статическому крутящему моменту , создаваемому грузом на тормозном валу , кото рый определяется по формуле /1/: Мторм = Кт * М я ст , (2.8.1.) где К т - коэффициент запаса тор можения (Кт = 1,5 для режима работы - легкий ); М я ст - статический момент при торм ожении , Н *м. Статиче ский момент при торможении определяется по формуле /1/: М я ст = (Sмакс * Dб * я м ) / uм , (2.8.2.) где Sм акс - максимальное расчетное усилие в ветви кана та , Н ; Dб - диаметр барабана , м ; я м - общий КПД механизма ; uм - передаточное число механизма. М я ст = (20162 * 0,24 * 0,8) / 63,2 = 61,25 Н *м Мторм = 1,5 * 61,25 = 91,9 Н *м По к аталогу (табл . 12П . /2/) выбираем тормоз ТКТ -200 с короткоходовым электромагнит ом МО -200Б . Табличный момент этого тормоза равен 160 Н *м при ПВ - 40%, у нас же ПВ - 15%. Тормозную ленту для обкладок выбираем типа А (п о ГОСТ 1198-78), тормозной шкив - стальное литье. Определяется необходимая сила трения ме жду колодкой и шкивом по форм уле /1/: Fторм = Мторм / Dт , (2.8.3.) где Dт - диаметр тормозного шкива (у тормоза ТКТ -200 Dт = 0,2). Fторм = 91,9 / 0,2 = 459,5 Н Усилие прижатия колодки к тормозному шкиву опре деляется по формуле /1/: N = Fтр / f , (2.8.4.) где f - коэффициент трен ия (f = 0,35..0,40; по табл .8. /1/). N = 459,5 / 0,37 = 1241,9 Н Проверя ем колодки на удельное давление по услови ю /1/: р = N / (Bк * Lк ), (2.8.5.) где Bк - рабочая ширина колодки , м (у тормоза ТКТ -200 Bк = 0,095 м по табл . 12П . /2/); Lк - длина дуги об хвата колодки , м. Длина дуги колодки при угле обхвата тормозного шкива колодкой я = 700 составляет /1/: Lк = ( я * Dт * я ) / 360 (2.8.6.) Lк = (3,14 * 0,2 * 70) / 360 = 0,122 м р = 1241,9 / (0,095 * 0,122) = 107152,7 Па = 0,11 МПа , что м еньше 0,3 МПа - д опускаемого значения для выбранных материалов. Проверяем колодки на нагрев по удель ной мощности трения по формуле /1/: А = р * v р * f я [А ], (2.8.7.) где [А ] - допускаемая удельная мощность трения [А ] = 1,5...2,0 МН /м *с ; v р - расчетная скорость на ободе шкива , м /с. v р = с 0 * v , (2.8.8.) где с 0 = 1,1..1,2 - коэффициент безопасности при спуске груз а ; v - окружная скорость на об оде шкива , м /с. v = ( я * Dт * nдв ) / 60, (2.8.9.) где nд в - частота вращения двигателя , мин -1. v = (3,14 * 0,2 * 670) / 60 = 7 м /с v р = 1,15 * 7 = 8,05 м /с А = 0,11* 8,05 * 0,37 = 0,3 МН /м *с я [А ] = 1,5...2,0 МН /м *с Расчет рабочей пружины тормоза. Рабочее усилие в главной пружине с учетом де йствия якоря магнита и вспомогательной пружин ы определяется по формуле /1/: F гл = N * a1 / a2 + M як / е + Fbc , (2.8.10.) где N * a1 / a2 - усилие замыкания рычагов тормоза , Н ; a1 и a2 - плечи рычагов , м (табл . 12П . /2/); Mяк / е - усилие , действующее на шток от силы тяжести массы якоря , Н (табл . 13П . /2/); Fbc - уси лие вспомогательной пружин ы , Fbc = 30...50 Н. Для тормоза ТКТ -200: a1 = 135 мм ; a2 = 305 мм ; Mяк = 3,6 Н *м ; е = = 40 мм , принимаем Fbc = 40 Н. Fгл = 1241,9 * 0,135 / 0,305 + 3,6 / 0,04 + 40 = 679,7 Расчет пружины производим по расчетной силе Fр с учетом дополнительного сжатия по формуле : Fр = F гл * К 0 , (2.8.11.) где К 0 = 1,25...1,50 - коэффициент запаса. Fр = 679,7 * 1,3 = 883,6 Н Диаметр проволоки для главной пружины из расчета на деформацию кручения определяется по ф ормуле /1/: где с = D / dпр - индекс пружины круглого сеч ения ; D - сред ний диаметр пружины , мм ; К - коэффициент , зависящий от формы сеч ения и кривизны витка пружины , выбирается в зависимости от индекса пружины с ; [ я ] - допускаемые напряжения на кручение , для материала пружин из стали 60С 2А составляют [ я ] = 400 М Па , для пружин 1 класса соударение витков отс утствует. Принима ем индекс пружины с = 6, тогда К = 1,24 /1/. Из ряда диаметров по ГОСТ 13768-68 на п араметры витков пружин принимаем dпр = 6,5 мм. Средний диаметр пружины D = с * dпр = 6 * 6,5 = 39 м м. Обо значение пружины : 60С 2А-Н-П-ГН -6,5 ГО СТ 14963-69. Жесткость пружины определяется по форму ле /1/: Z = (G * dпр 4) / (8 * D3 * n), (2.8.13.) где G - модуль сдвига для стали ; G = 8*104 МПа ; n - числ о рабочих витков. Для определения числа рабочих витков з адаемс я длиной Н d и шагом р d пружины в ра бочем (сжатом ) состоянии : Н d = (0,4...0,5) * Dт = 0,45 * 200 = 90 мм р d = (1,2...1,3) * dпр = 1,2 * 6,5 = 7,8 мм Число рабочих витков определяем по формуле /1/: n = (Hd - dпр ) / р d (2.8.14.) n = (90 - 6,5) / 7, 8 = 10,7 Величину n округляем до целого числа , т.е . n = 11. Z = (80000 * 6,54) / (8 * 3,93 * 11) = 27,4 Н /мм Длина нагруженной пружины определяется по формуле /1/: Н 0 = Н d + (1,1...1,2) * Fp / Z (2.8.15.) Н 0 = 90 + 1,15 * 883,6 / 27,4 = 127 мм Сжатие пружины при установке ее на тормоз е : Н 0 - Н d = 127 - 90 = 37 мм Наиболь шее напряжение в проектируемой пружине опреде ляется по формуле /1/: я макс = (8 * D * Fмакс * К ) / ( я * dпр 3) , (2.8.16.) где Fм акс - максимальное усилие в пружине при ее дополнительно м сжатии , Н. Fмакс = Fгл + Z * h, (2.8.17.) где h - дополнительное сжатие пружины , равное ходу шт ока тормоза. h = я * е , (2.8.18.) где я - угол поворота якоря электромагн ита (для электромагнита МО -200Б я = 5,50 табл . 13П . /2/). я = (5,5 * 2 * я ) / 36 0 = (5,5 * 2 * 3,14) / 360 = 0,096 рад h = 0,096 * 40 = 3,84 мм Fмакс = 679,7 + 27,4 * 3,84 = 784,9 Н Определ яем наибольшее напряжение в пружине по фо рмуле 2.8.16.: я макс = (8 * 39 * 784,9 * 1,24) / (3,14 * 6,53) = 352 МПа я [ я ] = 400 МПа Отход колодок от шкива определяем по формул е /1/: я = (а 1 / (2 * а 2)) * h , (2.8.19.) где h - ход штока тормоза ; а 1 и а 2 - плечи рычагов тормоза , мм. я = (135 / (2 * 205)) * 3,84 = 0,85 мм Отход колодок от тормоза регулируется в пределах от 0,5 до 0,8 мм. Проверочн ы й расчет электромагнита. Работа электромагнита Wэм тормоза должна быть бо льше работы растормаживания Wр . Работа электромагнита тормоза определяется по формуле /1/: Wэм = Мэм * я , (2.8.20.) где М эм - рабочий момент якоря магнита (Мэм = 40 Н *м из табл . 13П . /2/); я - угол поворота якоря , рад. Wэм = 40 * 0,096 = 3,84 Н *м Работа растормаживания колодок определяется по форм уле /1/: Wр = (2 * N * я ) / (0,9 * я ) , (2.8.21.) где я = 0,95 - КПД рычажной системы тормоза. Wр = (2 * 1241,9 * 0,8) / (0,9 * 0,9 5 * 103) = 2,3 Н *м Wэм > Wр , следовательно электромагнит подходит. 2.9. Расч ет механизма подъема в период неустановившего ся движения. В пусковой период суммарный момент о пределяется по формуле /5/: Мпуск = Мст + Мд.п . + Мд.в . , (2.9.1.) где М ст - ст атические момент , необходимый для преодоления веса груза и сопротивлений сил трения в звеньях механизма , Н *м ; Мд.п . - динамический момент , необходимый для преодолен ия сил инерции поступательно движущихся масс груза и подвески , Н *м ; Мд.в . - динамический мом ент , необходимый для преодоления сил инерции вращающихся масс механизма , Н *м. Статиче ский момент на валу электродвигателя определя ется по формуле /5/: Мст = Мст.б . / (uо * я пр ), (2.9.2.) где М ст.б . - статический момент на барабане , Н *м ; uо - общее перед аточное число механизма под ъема груза ; я пр - КПД привода ( я пр = 0,8). Статиче ский момент на барабане определяется по ф ормуле /5/: Мст.б . = Smax * Dб / 2 (2.9.3.) Мст.б . = 20162 * 0,24 / 2 = 2419,4 Н *м Мст = 2419,4 / (63,2 * 0,8) = 47,85 Н *м Динамич ески й момент сил инерции поступательно движущихся масс определяется по формуле /5/: где я о - общий КПД ; tпуск - время пуска , с. Время пуска определяется по формуле /5/: где я GD12 - сумма маховых момент ов масс вращающихся на первом валу механи зма , кг *м 2; я GD12 = GD2рот + GD2муф , где GD2 рот - маховый момент ротора двигателя (у на шего двигателя GD2рот = 1,1 кг *м 2); GD2муф - маховый момент тормозной муфты (у нашей муфты GD2муф = 0,44 кг *м 2). Средний пусковой момент двигателя (Мдв.пуск.ср .) опреде ляется по формуле /5/: Мдв.пуск.с р . = (1,5...1,6) * 9560 * Nдв / rдв (2.9.6.) Мдв.пуск.ср . = 1,6 * 9560 * 9 / 670 = 205,5 Н *м Определ яем время пуска по формуле 2.9.5.: Время пуска получилось несколько меньше рекомендуемого [tпуск ] = 1...2 с , т.е . электродвига тель был выбран с некоторым запасом мощности. Определяем динамический момент сил инер ции поступательно движущихся масс по формуле 2.9.4.: Динамический момент сил инерции вращающ ихся масс определяется по формуле /5/: Определяется суммарный момент в пу сковой период по формуле 2.9.1.: Мпуск = 47,85 + 12,6 + 62,1 = 122,55 Н *м В то рмозной период суммарный момент определяется по формуле /5/: Мторм = М я ст + М я д.п . + М я д.в . , (2.9.8.) где М я ст - статический момент на валу тормоза от груза , Н *м ; М я д.п . - динамический момент на валу тормоза для поглощения момента от сил инерции поступательно движущихся масс гр уза с подвеской , Н *м ; М я д.в . - динамический момент н а валу тормоза , необходимый для поглощения момента от сил инерции вращательного движе ния частей ме ханизма при опускании гр уза , Н *м. Статиче ский момент на валу тормоза от груза определяется по формуле /5/: Динамический момент на валу тормоза для поглощения момента от сил инерции пос тупательно движущихся масс определяется по фо рмуле /5/: где tтор м - время торможения. Время торможения определяется по формул е /5/: tторм = (120 * Sторм ) / v гр , (2.9.11.) где Sт орм - величина тормозного пути , м ; v гр - скорость подъема груза , м /мин. По та бл . 2.1. /5/ выбираем для режима работы - легкий Sт орм = v гр / 120. tторм = (120 * v гр / 120) / v гр = 1 с Динамический момент на валу тормоза , необходимый для поглощения момента от сил инерции вращательного движения частей механизм а при опускании груза определяется по фор муле /5/: Определяется суммарный мом ент в тормозной период по формуле 2.9.8.: Мторм = 60,8 + 4 + 31,1 = 65,9 Н *м 3. Расч ет и проектирование механизма поворота крана. 3.1. Выбор веса крана и определение веса противовеса. Противо вес в полноповоротных кранах на колонне п рименяют для умень шения момента , изгибающ его колонну , и уменьшения горизонтальной силы , определяющей опорную нагрузку . Противовес ус танавливают на поворотной части крана. Вес противовеса выбирают таким , чтобы при полной нагрузке крана на крюке кол онна крана работала прибли зительно на половину грузового момента в сторону груза , а при порожнем состоянии крана - на п оловину грузового момента в сторону противове са. Определим составляющие веса металлоконструк ции (рис . 3.1.1.): 1) Вес стрелы , плечо стрелы /4/ (кН ; м ): Gстр = К стр * L я L ; l стр = 0,6 * L , (3.1.1.) где L - вылет стрелы , м. Gстр = 2,5 кН ; l стр = 0,6 * 2,5 = 1,5 м 2) Вес механизма подъема , плечо (кН ; м ) /4/: Gпод = 0,2 * Q * g ; l под = 0,3 * L , (3.1.2.) где Q - грузоподъемность крана , т. Gпод = 0,2 * 8 * 9,8 = 15,68 кН l по д = 0,3 * 2,5 = 0,75 м 3) Вес механизма поворота , плечо (кН ; м ) /4/: Gпов = 0,1 * Q * g ; l пов = 0,2 * L , (3.1.3.) Gпов = 0,1 * 8 * 9,8 = 7,84 кН l по в = 0,2 * 2,5 = 0,5 м 4) Вес платформы крана , плечо (кН ; м ) /4/: Gпл = 1,2 * (Gпод + Gпов ); l пл = 0,2 * L (3.1.4.) Gпл = 1,2 * (15,68 + 7,84) = 28,2 кН l пл = 0,2 * 2,5 = 0,5 м Расчетн ая схема крана. Рис . 3.1.2. 1 - элект родвигатель ; 2 - муфта ; 3 - червячная передача ; 4 - открытая зубчатая передача ; 5 - колонна. 5) Плечо центра тя жести противовеса (м ) /4/: l пр = 0,4 * L (3.1.5.) l пр = 0,4 * 2,5 = 1 м При нагрузке на крюке примерно 0,5*Q колонна крана не должна испытывать изгибающих напряжений , поэтому можно записать /4/: Gпр * l пр + Gпод * l под + Gпл * l пл + Gпов * l пов = Gстр * l стр + 0,5 * Q * L * g Поэтому формула для расчета веса противовеса буд ет иметь вид /4/: Gпр = (0,5*Q*L*g + Gстр * l стр - Gпод * l под + Gпл * l пл + Gпов * l пов ) / l пр (3.1.6.) Gпр = (0,5*9,8*8*2,5+2,5*1,5-15,68*0,75+28,2*0,5+7,84*0,5) / 1 = 72 кН 3.2. Р асчет опорных нагрузок и опорно-поворотны х узлов крана. Так как грузоподъемность крана у нас больше 2 т , то колонну необходимо вылить из стали , сварной из ферм или сконструированной из бесшовной толстостенной трубы. Под действием на полноповоротный кран внешних сил (рис .3.1.1.) в его опорах возникают вертикальные и горизонтальные реакции. Вертикальная нагрузка (V, кН ) равна полному весу поворотной части крана с грузом /4/: V = Q * g + Gстр + Gпод + Gпл + Gпов + Gпр (3.2.1.) V = 8 * 9,8 + 2,5 + 15,68 + 28,2 + 7,84 + 72 = 204,6 кН Расчетн ая высота колонны - расстояние (h, м ) между ве рхней и нижней опорами колонны ; ее выбираю т из условия /4/: h = min 3; 0,5 * L (3.2.2.) h = 0,5 * 2,5 = 1,25 м Горизон тальная реакция (Н , кН ) в верхней и ниж ней опорах крана составляет /4/: Н = (Q*L*g + G стр * l стр - Gпр * l пр - Gпл * l пл - Gпод * l под - Gпов * l пов ) / h (3.1.6.) Н = (8*2,5*9,8+2,5*1,5-72*1-28,2*0,5-15,68*0,75-7,84*0,5)/1,25 = 78,4 кН Диаметр сплошной колонны в опасном сечении (D, мм ) из расчета на изгиб опреде ляют по формуле /4/: где [ я u]к - допускаемое напряже ние на изгиб для материала колонны ; для сталей марок Ст 4 и Ст 5 [ я u]к = 110 МПа . Верхнюю траверсу крана (рис . 3.2.1.) с гнез дом для подшипников колонны изготовляют кован ной из стали марки Ст 4 или Ст 5. Ориентировочную длину траверсы ( l тр , мм ) определяем по эмпирической формуле /4/: l тр = 150 * L (3.2.5.) Верхняя траверса полноповоротного крана. Рис . 3.2.2. l тр = 150 * 2,5 = 375 мм Длину плеча шипа траверсы (аш.тр .) принимаем равной аш.тр . = 15 мм. Шипы траверсы работают на изгиб от нагрузок V/2 и Н /2, тогда изгибающий момент (Миз , Н *мм ) составит /4/: Диаметр шипа траверсы (dш.тр . , мм ) прини мают по условию /4/: где [ я из ] - 110 МПа - допускаемое напряжение на изгиб для стали марки Ст 5. Полученный диаметр округляем до ближайш ей большей величины из ряда : ...40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90... Принимаем диаметр шипа траверсы dш.тр . = 56 мм. Шипы траверсы проверяем на смятие их поверхностей соприкосновения с элементами ме таллоконст рукции , на которые они опираютс я , по условию /4/: где я - толщина листа для установки траверсы ( я = 20...25 мм ); [ я см ] - 140 МПа - допускаемое напряжение смятия для стали марки Ст 5. Условие на смятие выполняется. Толщину стенки поперечного сечения тр аверсы (а , мм ) принимаем равной а = (0,4...0,6) * dш.тр . = 0,5 * 56 = 28 мм. Находим размеры опасного сечения верхне й траверсы крана , для этого принимаем коло нну на подшипниках качения. Для верхнего опорного узла (рис . .3.2.1.) в зависимости от расчетной вертикальной силы , равной 1,25*V, подбираем упорный подшипник ср едней серии по условию 1,25*V я С 0 . 1,25 * V = 1,25 * 204,6 = 255,75 кН По т абл .2. /4/ выбираем подшипник 8314 (ГОСТ 6874-75), так как удовлетворяет нашему условию. Размеры подшипника : d = 70 мм ; D = 125 мм ; Н = 40 мм ; h = 12 мм ; статическая грузоподъемность С 0 = 292 кН ; динамическая грузоподъемность С = 133 кН. Величину внутреннего диаметра (dрад , мм ) радиального самоустанавливающего подшипника опред еляют по соотношению /4/: dрад = dуп + (15...20), (3.2.9.) где dу п - диаметр внутренний упорного подшипника , мм. dрад = 70 + 15 = 85 мм Затем по условию 1,25 * Н я С 0 подбираем шариковый или роликовый двухрядный сферическ ий подшипник для восприятия горизонтальной на грузки. 1,25 * Н = 1,25 * 78,4 = 98 кН По т абл .4. /4/ выбираем роликоподшипник радиальный сфериче ский двухрядный 3517 (ГОСТ 5721-75), так как он удовл етворяет нашему условию. Размеры подшипника : d = 85 мм ; D = 150 мм ; В = 36 мм ; статическая грузоподъемность С 0 = 133 кН ; динамич ес кая грузоподъемность С = 108 кН. Размеры опасного поперечного сечения тр аверсы (рис . 3.2.3.) при этом составляют : диаметр отверстия в траверсе Dотв = Dрад , ширина о пасного сечения bтр = Dотв + 2 * а , высота травер сы hтр = 1,5 * Dрад . Dотв = Dрад = 150 м м bтр = Dотв + 2 * а = 150 + 2 * 28 = 206 мм hтр = 1,5 * Dрад = 1,5 * 150 = 240 мм Расчет траверсы на прочность. Траверс у крана рассчитывают на изгиб от сил V и Н в опасном сечении (рис . 3.2.3.). Изгибающие моменты (Миз , Н *мм ) в о пасном сечении , т.е . п осередине траверсы , определяют по формулам : момент в вертикальной плоскости /4/: Миз.в . = (103 * V * ( l тр + aш.тр .)) / 4 (3.2.10.) момент в горизонтальной плоскости /4/: Миз.г . = (103 * Н * ( l тр + aш.тр .)) / 4 (3.2.11.) Миз.в . = (103 * 204,6 * (375 + 15)) / 4 = 19948,5 кН *мм Миз.г . = (103 * 78,4 * (375 + 15)) / 4 = 7644 кН *мм Схема опасного поперечног о сечения траверсы. Рис . 3.2.3. Пренебр егая в запас надежности расчета площадью средней частью (bтр - 2 * а ) попере чного сеч ения , получаем для него значения моментов сопротивления (W, мм ): относительно горизонтальной центральной оси Х-Х /4/: Wх = ( а * hтр 2) / 3 (3.2.12.) относител ьно вертикальной центральной оси Y-Y /4/: Wy = [a* (4 * а 2 - 6 * a - b тр + 3 * b тр 2) * h тр ] / (3 * b тр ) (3.2.13.) Wх = (28 * 2402) / 3 = 537600 мм 3 Wy = [28* (4 * 282 - 6 * 28 - 206 + 3 * 2062) * 240] / (3 * 206) = 1042100 мм 3 Максимальное напряжение от изгиба в опасном сечении траверсы не должно превышать допускаемого , т.е . должно выполн яться условие /4/: я из = Миз.в . / Wх + Миз.г . / Wу я [ я из ] (3.2.14.) я из = 19948500 / 537600 + 7644000 / 1042100 = 44 МПа я [ я из ] = 110 МПа Нижний опорный узел полноповоротного крана. Нижняя опора крана (рис . 3.2.2.) состоит из группы роликов , укрепле нных на поворотной части крана и имеющих цилиндрическую или бочко образную форму . Для регулирования зазоров рол ики ставят на эксцентричные поворотные втулки . Колонна в месте обкатки роликов имее т приваренное и обточенное кольцо , диаметр которого несколько больше , чем расчетный диаметр колонны (D), принимаем D0 = D + (20...25) = 207 + 23 = 230 мм. Определяем конструктивные размеры. Диаметр ролика определяется по соотноше нию /4/: dр = (0,4...0,5) * D0 (3.2.15.) dр =0,5 * 230 = 115 мм Диаметр оси ролика определяется по соотношению /4/: d0 = (0,25...0,35) * dр (3.2.16.) d0 =0,32 * 115 = 37 мм Длина оси ролика l 0 я dр =115 мм. Угол между работающими в паре ролика ми я 1 = 50...600, принимаем я 1 = 600. Радиус рабочей контактной поверхности р оликов /4/: r = (2,0...2,5) * dр (3.2.17.) r = 2 * 115 = 230 мм Ширина рабочей части ролика определяется по фор муле /4/: bp = 1,5 * d0 (3.2.18.) bp = 1,5 * 37 = 55,5 мм Ось ролика изготовляется из стали марки 45. Диаметр оси можно определить из расч ета на изгиб. На рис . 3.2.2. видно , что cos ( я 1/2) = Н / (2 * N), откуда сила , передаваемая каждым из роликов на колонну определяется по формуле /4/: N = (103 * Н ) / (2 * cos ( я 1/2)) (3.2.19.) N = (103 * 78,4) / (2 * cos (60/2)) = 45264 Н Ось ролика рассматри вают как балку на дву х опорах , нагруженную равномерно распределенной по длине N. Принимают l 1 = l 0 - 12 мм = 115 - 12 = 103 мм (при толщине л иста я 1 = 12 мм ), тогда изгибающий ось ролика момент будет определяться по форм уле /4/: Миз = (N / 2) / ( l 0 / 2 - l 1 / 2) (3.2.20.) Миз = (45264 / 2) / (115 / 2 - 103 / 2) = 718566 Н *мм Диаметр оси ролика определяется по формуле /4/: где [ я из ] = 140 МПа - допускаемое напряжение для стали марки 45. Проверяем ось ролика на удельное дав ление по условию /4/: q = N / (d0 * l 1) я [q], (3.2.22.) где [q] = 12 МПа - допускаемое удельное давление с учетом малых скоростей скольжения. q = 45264 / (37 * 103) = 11,9 МПа я [q] = 12 МПа Условие выполняется . Для приближенных расчетов рабочей повер хности роликов можно применить расчет п о среднему условному давлению между роликом и колонной /4/: р = N / (dр * bр ) я [р ], (3.2.23.) где [р ] = 13 МПа - допустимое давление при твердости контактных поверхностей не менее НВ 200. р = 45264 / (115 * 55,5) = 7 МПа я [р ] = 13 МП а Прочнос ть рабочих поверхностей ролика и обода ко лонны проверяют на эффективные напряжения смя тия ( я эф , МПа ), которые при точе чном контакте и расчете по методу професс ора В.С . Ковальского должны отвечать условию /4/: где К я - коэффициент зависящий от вылета стрелы , определяется по ф ормуле /4/: где - отношение вылетов стрелы , причем в числителе - меньший , а в знаменателе - б ольший из радиусов 0,5 * D0 = 0,5 * 230 = 0,115 м и r = 0,23 м. К f - к оэффициент , учитывающий влияние силы трения (д ля режима работы - легкий К f = 1,0); Е - приведенный модуль упругости для с тали (Е = 0,211 МПа ); F = 1,1 * N = 1,1 * 45264 = 49790 Н - приведенная расчетная нагрузка ; [ я эф ] - допускаемые эффективные напряжения , для стали марки 45 [ я эф ] = 690 МПа . Определ яем эффек тивные напряжения смятия по формуле 3.2.24.: Условие на эффективные напряжения выполня ется. 3.3. Расч ет моментов сопротивления вращению в опорно-поворотных узлах крана. 3.3.1. Моменты сопротивления от сил трения. При установке опор колонны на подшип ники качения (рис . 3.2.1.) момент от сил трения в радиальном подшипнике (от силы Н ) составляет /4/: Мтр.рад . = Fтр.рад . * r1 = f я * H * (dрад / 2) , (3.3.1.1.) где f я = 0,02...0,03 - приведенный к цапфе коэффиц иент трения в подшипнике качения ; dрад - вну тренний диаметр радиального подшипни ка , мм. Мтр.рад . = 0,02 * 78,4 * (85 / 2) = 66,6 Н *м Момент от силы трения в упорном подшипнике ( от силы V) определяется по формуле /4/: Мтр.уп . = Fтр.уп . * r2 = f я * V * (dуп / 2) , (3.3.1.2.) где dу п - внутренний ди аметр упорного подшипника , мм. Мтр.уп . = 0,02 * 204,6 * (70 / 2) = 143,2 Н *м Момент от сил трения в комбинированной опоре (радиальный и упорный подшипники ) определяется по формуле /4/: Мтр.к = Мтр.рад . + Мтр.уп . (3.3.1.3.) Мтр.к = 66,6 + 143,2 = 209,8 Н *м Момент от сил трения в нижней (роликовой ) опо ре определяется по формуле /4/: где fк - коэффициент трения качения рол ика по колонне (fк = 1 мм ); f - коэф фициент трения оси ролика (f = 0,08...0,10). Общий момент сопротивления вращению от сил трени я равен сумме моментов от сил трения в верхней нижней опорах крана /4/: Мтр = Мтр.в.оп . + Мтр.н.оп . (3.3.1.5.) Мтр = 209,8 + 774 = 983,8 Н *м 3.3.2. Момент сопротивления от ветровой нагрузки. Максима льный момент от сил ветра определяется по формуле /4 /: Мв .max = рв * (Агр * L + Астр * я стр * l в.стр .) - рв * Акр * я кр * l в.кр . , (3.3.2.1.) где р в - динамическое давление ветра ; при скорости ветра 15 м /с его принимают равным 160 Па ; Агр - наветренная площадь груза (по табл . 5. /4/ Агр = 9 м 2); Акр - н аветренная площадь со сторо ны противовеса , м 2; Астр - наветренная площадь со стороны груза , м 2; я стр - коэффициент сплошности стрелы ( я стр = 0,6); я кр - коэффициент сплошности , учитыва ющий пустоты фермы ; l в.с тр . - расстояние от центра давления ветра н а стр елу до оси вращения крана , м , принимают l в.стр . = 0,6 * L; l в.к р . - расстояние от центра давления ветра на кран со стороны противовеса до оси в ращения крана , м. При монтаже противовеса из железобетонных плит с основанием 2500 я 800 мм и удельном весе железо бетона 23,55 кН /м 3 для поворо тного крана с противовесом составляющую Акр * я кр * l в.кр . можно определить по эмпирической формуле /4/: Акр * я кр * l в.кр . = 0,045 * Gпр * l пр (3.3.2.2.) Наветре нную площадь стрелы (Астр , м ) с учетом имеющихся в стреле дв ух плоскостей фе рм , расположенных друг от друга на расстоя нии , равном высоте фермы стрелы h, можно рас считать по формуле /4/: Астр = 1,5 * Lстр * h , (3.3.2.3.) где Lс тр - длина стрелы крана , м ; h - высо та фермы , м ; принимаем h = (0,05...0,10) * Lстр . Длина стрелы крана определяется по формуле /4/: Lстр = (L - 0,6) / cos я , (3.3.2.4.) где я - угол наклона стрелы. Lстр = (2,5 - 0,6) / 1 = 1,9 м Высоту фермы принимаем h = 0,05 * Lстр = 0,05 * 1,9 = 0,095 м. Упрощая формулу 3.3.2.1. получаем /4/: М в .max = рв * (Агр * L + 1,5 * Lстр * h * я стр * 0,6 * L) - р в * 0,045 * Gпр * l пр Мв .max = 160 * (9 * 2,5 + 1,5*1,9*0,095*0,6*0,6*2,5) - 160 * 0,045 * 72 * 1 = = 3120,6 Н *м Среднеквадратический момент сопротивления о т ветровой нагрузки следует принимать п о формуле /4/: Мв.ск я 0,7 * Мв .max (3.3.2.5.) Мв.ск = 0,7 * 3120,6 = 2184,4 Н *м 3.4. Выбо р электродвигателя. 3.4.1. Расчет необходимой мо щности двигателя. Статиче ская мощность двигателя определяется по форму ле /4/: Nдв = [(Мст + я * я кр.пов * Е ) * wкр ] / (1000 * я * я м ), (3.4.1.1.) где М ст - статический момент сопротивления повороту при разгоне , Н *м ; Мст = Мтр + Мв .max (3.4.1.2.) я - коэффициент , учитывающий инерцию быстро вращающихся частей механизма ( я = 1,2...1,4); я кр.пов - момент инер ции медл енно поворачивающихся масс крана , кг *м 2; оп ределяется по формуле /4/: я кр.пов = [103*(g*Q*L2 + Gкр * l кр 2 + Gстр * l стр 2 + Gпр * l пр 2)] / g , (3.4.1.3.) где Gк р - вес металлоконструкции , кН ; l кр - плечо центра тяжести металлоконструкции крана о тносительно оси поворота. Е - ускорение при разгоне , с -2; определяе тся по формуле /4/: Е = nкр / (9,55 * tразг ) , (3.4.1.4.) где nк р - частота вращения поворота крана (nкр = 2 об /мин ); tразг - время разгона (пуска ) механизма , с ; для механизма поворота определяется по форму ле /4/: tразг = (60 * [ я ]) / ( я * nкр ) , (3.4.1.5.) где [ я ] - рекомендуемый нормами Госгортехнад зора угол поворота стрелы крана с неизмен яемым вылетом во время разгона , рад ; для режима работы - легкий [ я ] = я / 12. wкр - угловая скор ость вращения крана , с -1; определяется по формуле /4/: wкр = ( я * nкр ) / 30 (3.4.1.6.) я - среднепусковая кратность перегрузки двига телей с фазовым ротором типа MTF и MTH ( я ? = 1,5...1,6); я м - КПД привода поворота ; я м я 0,7 при наличии в ме ханизме реду ктора и пары цилиндрических зубчатых колес. Определ яем статический момент сопротивления повороту при разгоне по формуле 3.4.1.2.: Мст = 983,8 + 3120,6 = 4104,4 Н *м Вес металлоконструкции определяется по формуле /4/: Gкр = Gстр + Gпод + Gпов + Gпл (3.4. 1.7.) Gкр = 2,5 + 15,68 + 7,84 + 28,2 = 54,2 кН Плечо центра тяжести металлоконструкции крана относи тельно сои поворота определяется по формуле /4/: l кр = 0,3 * L (3.4.1.8.) l кр = 0,3 * 2,5 = 0,75 м Определ яем момент инерции медленно поворачивающихс я масс крана по формуле 3.4.1.3.: я кр.пов = [103 * (9,8 * 8 * 2,52 + 54,2 * 0,752 + 2,5 * 1,52 + 72 * 12)] / 9,8 = 61032 кг *м 2 Определяем время разгона (пуска ) механизм а по формуле 3.4.1.5.: tразг = (60 * я / 12) / ( я * 2) = (60 * 3,14 / 12) / (3,14 * 2) = 2,5 с Определ яем ускорение при разгоне по формуле 3.4.1.4.: Е = 2 / (9,55 * 2,5) = 0,08 с -2 Определ яем угловую скорость вращения крана по фо рмуле 3.4.1.6.: wкр = (3,14 * 2) / 30 = 0,2 с -1 Определ яем мощность двигателя по формуле 3.4.1.1.: Nдв = [ (4104,4 + 1,4 * 61032 * 0,08) * 0,02] / (1000 * 1,6 * 0,7) = 1,95 кВт Двигате ль выбираем по табл . 6П . /2/ по условию Nдв я Nдв.каталога . Выбираем двигатель MTF 011-6: N = 2 кВт ; n= 800 об /мин ; маховый момент ротора GDр 2 = 0,085 кг *м 2. 3.4.2. Про верка работы двигателя в период пуска. Время разгона для механизма поворота определяется по формуле /5/: где uм - общее передаточное число приво да механизма поворота ; Мдв.пус.с р . - средний пусковой момент электродвигателя , Н *м ; я G1D12 - сумма маховых моме нтов масс ротора электродвигателя и тормозной м уфты , кг *м 2. Передат очное число механизма поворота определяется п о формуле /4/: uм = n1 / nкр , (3.4.2.2.) где n1 - частота вращения электродвигателя , об /мин. uм = 800 / 2 = 400 об /мин Средний пусковой мо мент электродвигателя определ яется по формуле /5/: Мдв.пус.ср . = (1,5...1,6) * Мном = (1,5...1,6) * 9560 * Nдв / n1 (3.4.2.3.) Мдв.пус.ср . = 1,55 * 9560 * 2 / 800 = 37 Н *м Так как тормоз для механизма еще не выбран , можно принимать GDмуф 2 = (0,2...0,4) * GDр 2 . GDмуф 2 = 0,3 * 0,085 = 0,0255 кг *м 2 Определ яем время разгона для механизма поворота по формуле 3.4.2.1.: Проверка удовлетворяет условиям пуска. Касательное ускорение головки стрелы кр ана и груза в период разгона должно о твечать условию /4/: а = v стр / tразг = (2 * я * L * nкр ) / (60 * tразг ) я [a] = (0,3...0,7) м /с 2 , (3.4.2.4.) где [а ] - допускаемое значение касательного ускорения головки стрелы крана и груза в период разгона. а = (2 * 3,14 * 2,5 * 2) / (60 * 8) = 0,1 м /с 2 я [a] = (0,3... 0,7) м /с 2 Условие выполняется. 3.5. Сост авление кинематической схемы. 3.5.1. Опр еделение общего передаточного числа механизма. Общее передаточное число привода механи зма поворота (рис .3.1.2.) определяется по формуле /4/: uм = n1 / nкр , (3.5.1.1.) где n1 - частота вращения электродвигателя , об /мин. nкр - частота вращения крана , об /мин. uм = 800 / 2 = 400 об /мин Передат очное число разбиваем на две ступени : 1-я ступень - червячный редуктор с гор изонтальным червячным колесом и встроенной му фтой преде льного момента ; 2-я ступень - открытая зубчатая передача. Принимаем передаточное число редуктора u ред = 40; две зубчатые открытые передачи , у ко торых uо.п .1 = 2; uо.п .2 = 5. uм = u ред * uо.п . (3.5.1.2.) uм = 40 * 2 * 5 = 400 об /мин 3.5.2. Расчет экв ивалент ных моментов на валах. Угол поворота крана за время пуска механизма определяется по формуле /4/: я 0пуск = (360 * nкр * tпуск ) / 120 , (3.5.2.1.) где nк р - частота вращения крана , об /мин ; tпуск - время пуска , с. я 0пуск = (360 * 2 * 8) / 120 = 480 Время торможения крана определяется по формуле /4/: tторм = (2 * [ я ]) / wкр = (60 * [ я ]) / ( я * nкр ) , (3.5.2.2.) где [ я ] - допускаемый угол торможения для кранов ; для режима работы - легкий [ я ? ] = 150 = я / 12 (/10/). tторм = (60 * 3,14 / 12) / (3,14 * 2) = 2,5 с Угол поворота крана при установившемся движении определяется по формуле /4/: я 0уст = 1800 - ( я 0пуск + я 0тор м ), (3.5.2.3.) где 1800 - угол поворота крана за время одного цик ла. я 0уст = 1800 - (48 + 15) = 1170 Время поворота крана при установи вшемся движ ении определяется по формуле /4/: tуст = (60 * я 0уст ) / (360 * nкр ) (3.5.2.4.) tуст = (60 * 117) / (360 * 2) = 9,75 с Полное время поворота на 1800 (цикла ) определяется п о формуле /4/: Тц = tр азг + tуст + tторм (3.5.2.5.) Тц = 8 + 9,75 + 2,5 = 20,25 с Доли времени работы передач механизма по период ам от времени цикла определяются по форму лам /4/: я 1 = tпуск / Тц ; я 2 = tуст / Тц ; я 3 = tторм / Тц ; (3.5.2.6.) я 1 = 8 / 20,25 = 0,395 я 2 = 9,75 / 20,25 = 0,481 я 3 = 2,5 / 20,25 = 0,123 Момен т , действующий на зубчатое колесо , неп одвижно закрепленное на колонне , в период пуска определяется по формуле /4/: Мк.пуск = Мдв.пуск.ср . * uм * я м (3.5.2.7.) Мк.пуск = 37 * 400 * 0,7 = 10360 Н *м Момент , действующий на колесо в период установив шегося движения определяется по формуле /4/: Мк.уст = Мст = Мтр + Мв.ск (3.5.2.8.) Мк.уст = 983,8 + 2184,4 = 3168,2 Н *м Момент , действующий на колесо в период торможени я определяется по формуле /4/: Мк.торм = М я ин + Мв .max - Мтр , (3.5.2.9.) где М я ин - мом ент сил инерции на оси поворота крана при торможении. Момент сил инерции на оси поворота крана при торможении определяется по фор муле /4/: где я 1 - коэффициент , учитывающий инерцию медленно вращающихся частей механизм а поворота ( я 1 = 1,1...1,2); я 1 = я р от + я муф - момент инерции ротора двигателя и муфты , кг *м 2; до подбора муфты можно принимать я 1 = (1,4...2,0) * я рот . Момент инерции ротора берем из справ очника /16/. я рот = 0,021 кг *м 2 Момент инерции ротора двигателя и муфты будет равен : я 1 = 1,7 * 0, 021 = 0,0357 кг *м 2 Определ яем момент сил инерции на оси поворота крана при торможении по формуле 3.5.2.10.: Определяем момент Мк.торм по формуле 3.5.2.9.: Мк.торм = 5481 + 3120,6 - 983,8 = 7617,8 Н *м Эквивал ентный момент на зубчатом колесе с допуст им ой погрешностью определяется по формуле /4/: Мк.экв = я 1 * М 3к.пуск + я 2 * М 3к.уст + я 3 * М 3к.торм (3.5.2.11.) Мк.экв = 0,395*103603 + 0,481*(3168,2)3 + 0,123*(7617,8)3 = 7983,7 Н *м Эквивалентный момент на шестерне послед ней открытой передачи определяется по ф ормуле /4/: Мш.экв = Мк.экв / (uо.п . * я о.п .), (3.5.2.12.) где я о.п . - КПД открытой зубчатой пере дачи ( я о.п . = 0,95). Мш.экв = 7983,7 / (10 * 0,95) = 840,4 Н *м Эквивал ентный момент на червяке определяется по формуле /4/: Мч.экв = Мк.э кв / (uм * я м ) (3.5.2.13.) Мч.экв = 7983,7 / (400 * 0,7) = 28,5 Н *м 3.5.3. Выбор червячного реду ктора. В механизме поворота крана за расчет ную рабочую нагрузку принимают эквивалентный момент на червяке (Мч.экв , Н *м ). Расчетная мощность на быстрохо дном валу редуктора определяется по формуле /4/: Nрасч = Мч.экв * n1 / 9550 (3.5.3.1.) Nрасч = 28,5 * 800 / 9550 = 2,4 кВт Выбор необходимого типоразмера редуктора проводят по условию /4/: К * Nра сч я Nред . табл * (n1 / nвл ), (3.5.3.2.) где nв л - част ота вращения червяка , об /мин ; n1 - част ота вращения ротора электродвигателя , об /мин ; К - коэффициент , принимаемый в зависимости от режима работы ; при режиме работы - легкий К = 0,40 /4/. По т абл . 6. /4/ выбираем Чог -125. Техническая характеристика : nвл = 1000 об /мин ; Nред = 2,8 кВт ; я ред = 0,74. Габаритные и присоединительные размеры редуктора Чог -125 показаны в табл . 7. /4/. Проверяем по условию 3.5.3.2.: 0,4 * 2,4 я 2,8 * (800 / 1000) 0,96 я 2,24 Этот редуктор нас удовлетворяет. 3.5.4. Расчет откры той зубчатой передачи. Расчет открытой зубчатой передачи произ водится по той же методике , что и при механизме подъема груза. uо.п . = 10 - передаточное число открытой зубч атой передачи. 1) Назначаем материал : для шестерни выби раем сталь марки 35ХГСЛ (ул учшение , HB1 = 220), д ля колеса - сталь марки 35ГЛ (улучшение , HB1 = 190). 2) Определяем модуль зацепления из усло вия прочности зубьев на изгиб по формуле 2.3.1. (Z1 = 20 - число зубьев шестерни ). Для этого определим сначала допускаемое напряжение на изг иб по формуле 2.3.3. Средняя твердость НВ = (190+220) / 2 = 205. Предел выносливости зубьев при изгибе для выбранной марки стали я Flim b = 1,8 * НВ = 1,8 * 205 = 369 Мпа. Допускаемое напряжение на изгиб будет равно : [ я F] = (369 * 1 * 1) / 2 = 199,5 МПа Определ яем модуль зацепления : По СТ СЭВ 310-76 полученное значение моду ля зацепления округляем до ближайшего стандар тного значения по табл . 8. /4/; m = 7 мм. 3) Расчет геометрических размеров шестерни и колеса. Делительные диаметры определяются по фо рмулам 2.3.4.: d1 = m * z1 = 7 * 20 = 140 мм d2 = m * z2 = m * z1 * uо.п . = 7 * 20 * 10 = 1400 мм Диаметр ы вершин зубьев определяются по формулам 2.3.5.: dа 1 = d1 + 2 * m = 140 + 2 * 7 = 157 мм dа 2 = d2 + 2 * m = 1400 + 2 * 7 = 1414 мм Диаметр ы впадин зу бьев определяются по форму лам 2.3.6.: df1 = d1 - 2,5 * m = 140 - 2,5 * 7 = 122,5 мм df2 = d2 - 2,5 * m = 1400 - 2,5 * 7 = 1382,5 мм Ширина венца колеса и шестерни определяются по формулам 2.3.7.: b2 = я bd * d1 = 0,5 * 140 = 70 мм b1 = b2 + (2...5) = 70 + 4 = 74 мм Межосев ое расстояние определяется по формуле 2.3.8.: а w = 0,5 * (d1 + d2) = 0,5 * (140 + 1400) = 770 мм 4) Опре деляем окружную скорость по формуле 2.3.9.: v = ( я * d1 * nш ) / (60 * 1000) = (3,14 * 140 * 800) / (60 * 1000) = 5,9 м /с Назнача ем 8-ю степень точности изготовления. 5) Проверочный расчет на изгибочную про чность у основания зубьев шестерни выполняем по условию 2.3.10., где К FV = 1,58 по табл .2.7. /7/: Условие на изгибную прочность выполняет ся. 6) Определяем внутренние диаметры ступ иц : для шестерни по формуле 2.3.11.; для колеса по формуле 2.3.12.: Наружные диаметры ступиц у торца для стальных колес определяются по формуле 2.3.13.: для шестерни dст = 1,6 * dв 1 = 1,6 * 65 = 104 мм для колеса dст = 1,6 * dв 2 = 1,6 * 138 = 2 21 мм Длина ступиц определяется по формуле 2.3.14.: для шестерни l ст = 1,2 * dв 1 = 1,2 * 65 = 78 мм для колеса l ст = 1,2 * dв 2 = 1,2 * 138 = 166 мм Толщина обода колеса определяется по формуле 2.3.15.: D2 = 2,5 * m = 2,5 * 7 = 17,5 мм Толщина диска кол еса определяется по формуле 2.3.16.: С = 3 * m = 3 * 7 = 21 мм 3.6. Подб ор соединительной и предохранительной муфт. После начала торможения кран мгновенно остановиться не может . В этом случае должно срабатывать предохранительное устройство - иначе прои зойдет поломка механизма . В качестве предохранительного устройства применяют муфту предельного момента фрикционного типа. Расчетный момент предохранительной фрикцион ной муфты определяется по формуле /4/: Ммуф.фр . =1,2 * Мпуск * uред * я ред , (3.6.1.) гд е Мпуск - пусковой момент электродвигателя (для нашего двигателя Мпуск = 40 Н *м по табл . 6П . /2/). Ммуф.фр . =1,2 * 40 * 40 * 0,74 =1314 Н *м Расчетн ый момент для выбора соединительной муфты между двигателем и редуктором определяется по формуле /4/: Ммуф.с. =К 1 * К 2 * (Мст * я м ) / uм , (3.6.2.) где К 1 - коэффициент , учитывающий степень ответственност и механизма ; определяется по табл . 9. /4/ (при р ежиме работы - легкий К 1 = 1,4); К 2 - к оэффициент , учитывающий режим работы механизма , определяется по табл . 9 . /4/ (при режиме работы - легкий К 2 = 1,1); Мст - статический момент , приведенный к валу двигателя , Н *м ; определяется по фор муле /4/: Мст = ( Мтр + Мв.ск ) / (uм * я м ), (3.6.3.) Мст = (983,8 + 2184,8) / (400 * 0,7) = 11,3 Н *м По ф ормуле 3.6.2. расчетный момент соединительной му фты будет равен : Ммуф.с . =1,4 * 1,1 * (11,3 * 0,7) / 400 = 0,03 Н *м По т абл . 11П . /2/ выбираем втулочно-пальцевую муфту с тормозным шкивом. Техническая характеристика : крутящий момент не более 2000 Н *м ; маховый момент GD2муф = 2, 05 кг *м 2; диаметр тормозного шкива Dт = 300 мм ; ширина тормозного шкива Вт = 145 мм. 3.7. Выбо р тормоза и его расчет. Тормоз в механизме поворота служит д ля гашения сил инерции вращающихся масс к рана , а также момента от ветровой нагрузки . Силы трения в опорах способствуют торможению. Тормозной момент определяется по формул е /5/: По табл .12П . /2/ выбираем двухколодочный пружинный тормоз типа ТКТ -300/200 с короткоходовым электромагнитом МО -200Б . Табличный момент э того тормоза равен 240 Н *м при П В - 40%, у нас же ПВ %. Тормозную ленту для обкладок выбираем типа А (по ГОСТ 1198-78), тормо зной шкив - стальное литье. Техническая характеристика : Dт = 300 мм ; Вт = 145 мм ; а 1 = 190 мм ; а 2 = 430 мм ; Вк = 140 мм ; Мя = 3,6 Н *м ; е = 40 мм ; я = 5,50; Мэм = 40 Н *м. Производим расчет тормоза по той же методике , что и в механизме подъема г руза. Определяем силу трения между колодкой и шкивом по формуле 2.8.3.: Fторм = Мторм / Dт = 111 / 0,3 = 370 Н Определ яем усилие прижатия колодки к тормозному шкиву по форм уле 2.8.4.: N = Fтр / f = 370 / 0,37 = 1000 Н Определ яем длину дуги колодки при угле обхвата тормозного шкива колодкой я = 700 по формуле 2.8.6.: Lк = ( я * Dт * я ) / 360= (3,14 * 0,3 * 70) / 360 = 0,183 м Проверя ем колодки на удельное давление по услови ю 2.8.5.: р = N / (Bк * Lк ) = 1000 / (0,14 * 0,183) = 39032 Па = 0,04 МПа , что м еньше 0,3 МПа - допускаемого значения для выбранн ых материалов. Определ яем окружную скорость на ободе шкива по формуле 2.8.9.: v = ( я * Dт * nдв ) / 60 = (3,14 * 0,3 * 800) / 60 = 12,56 м /с Определ яем расчетную скорость на ободе шкива по формуле 2.8.8.: v р = с 0 * v = 1,15 * 12,56 = 14,4 м /с Проверк а колодки на нагрев по удельной мощности трения по формуле 2.8.7.: А = p * v р * f = 0,4 * 14,4 * 0,37 = 0,2 МН /м *с я [А ] = 1,5...2,0 МН /м *с Расчет рабочей пружины тормоза. Рабочее усилие в главной пружине определяется по формуле 2.8.10.: F гл = N * a1 / a2 + M як / е + Fbc Fгл = 1000 * 0,19 / 0,43 + 3,6 / 0,04 + 40 = 571,9 Н Расчет пружины производим по расчетной силе Fр с учетом допо лнительного сжатия по формуле 2.8.11.: Fр = F гл * К 0 = 571,9 * 1,3 = 743,5 Н Определ яем диаметр проволоки для главной пружины из расчета на деформацию кручения по ф ормуле 2.8.12.: Из ряда диаметров по ГОСТ 13768-68 на п араметры витков пружин принимаем dпр = 6 мм. Средний диаметр пружины D = с * dпр = 6 * 6 = 36 мм . Обозначение пружины : 60С 2А-Н-П-ГН -6,0 ГОСТ 14963-69. Для определения числа рабочих витков задаемся длиной Н d и шагом р d пружины в рабочем (сжатом ) состоянии : Н d = (0,4...0,5) * Dт = 0,45 * 300 = 135 мм р d = (1,2...1,3) * dпр = 1,2 * 6 = 7,2 мм Число рабочих витков определяем по формуле 2.8.14.: n = (Hd - dпр ) / р d = (135 - 6) / 7,2 = 17,9 Величину n округляем до целого числа , т.е . n = 18. Определяем жесткость пружины по формуле 2.8.13.: Z = (G * dпр 4) / (8 * D3 * n) = (8 * 104 * 64) / (8 * 363 * 18) = 27,4 Н /мм Определ яем длину нагруженной пружины по формуле 2.8.15.: Н 0 = Н d + (1,1...1,2) * Fp / Z Н 0 = 135 + 1,15 * 743,5 / 92,6 = 144 мм Сжатие пружины при установке ее на тормозе : Н 0 - Н d = 144 - 135 = 9 мм Угол поворота якоря электромагнита ( я ) д ля магнита я = 5,50; переведем в радиа ны : я = (5,5 * 2 * я ) / 360 = (5,5 * 2 * 3,14) / 360 = 0,096 рад Определяем дополнительное сжатие пружины по формуле 2.8.18.: h = я * е = 0,096 * 40 = 3,84 Определ яем максимальное усилие в пружине при ее дополнительном сжатии по формуле 2.8.17.: Fмакс = Fгл + Z * h = 571,9 + 92,6 * 3,84 = 927,5 Н Определяем наибольшее напряжение в пруж ине по формуле 2.8.16: я макс = (8 * D * Fмакс * К ) / ( я * dпр 3) я макс = (8 * 36 * 927,5 * 1,24) / (3,14 * 63) = 380 МПа я [ я ] = 400 МПа Определ яем отход колодок от шкива по формуле 2.8.19.: я = (а 1 / (2 * а 2)) * h = (190 / (2 * 430)) * 3,84 = 0,85 мм Отход колодок от тормоза регулируется в пределах от 0,5 до 0,8 мм. Прове рочный расчет электромагнита. Работа электромагнита Wэм тормоза должна быть бо льше работы растормаживания Wр . Определяем работу электромагнита тормоза по формуле 2.8.20.: Wэм = Мэм * я = 40 * 0,096 = 3,84 Н *м Определ яем работу растормаживания колодок п о формуле 2.8.21: Wр = (2 * N * я ) / (0,9 * я ) Wр = (2 * 1000 * 0,8) / (0,9 * 0,95 * 103) = 1,9 Н *м Wэм > Wр , следовательно электромагнит подходит. 3.8. Расч ет на прочность отдельных элементов крана. 3.8.1. Колонна крана. Колонна крана , на которой ра сположена поворач ивающаяся часть металлоконструкции полноповоротного крана изготавливается из стали Ст 5 (рис .3.8.1.). Схема колонны крана. Диаметр кованной колонны в опасном сечении (D, мм ) определяют по формуле /4/: где [ я из ] - допускаемое напряжен и е на изгиб для стали марок Ст 4 и Ст 5; [ я из ] = 110 МПа . Результирующее напряжение в опасном сеч ении колонны с учетом изгиба и сжатия должно отвечать условию /4/: я рез = [(106 * H * h) / W + (103 * V) / А ] я [ я ], (3.8.1.2.) где W - момент сопротивления поперечного сечения ко лонны , мм 3; А - п лощадь поперечного сечения колонны , мм 2; [ я ] - допускаемое нормальное нап ряжение , МПа (для режима работы - легкий [ я ] = 160 МПа ). Колонна имеет сплошное сечение диаметром D, поэтому : W = ( я / 32) * D3 (3.8.1.3.) А = ( я / 4) * D2 (3.8.1.4.) Определ яем момент сопротивления поперечного сечения колонны по формуле 3.8.1.3. W = (3,14 / 32) * 2073 = 870343 мм 3 Определ яем площадь поперечного сечения колонны по формуле 3.8.1.4.: А = (3,14 / 4) * 2072 = 33636 мм 2 П роверяем на результирующее напряжение по формуле 3.8.1.2.: я рез = [(106 * 78,4 * 1,25) / 870343 + (103 * 204,6) / 33636] = 119 МПа я [ я ] я рез = 119 МПа я [ я ] = 160 МПа Горизон тальная стрела прогиба колонны (У , мм ) опре деляется по формуле /4/: У = (Н * h1 3) / (3 * E * Iп ), (3.8.1.5.) где h1 - расстояние от верхней опоры колонны до ме ста ее заделки ; принимаем h1 =1200 * h = 1200 * 1,25 = 1500 мм ; Е - м одуль нормальной упругости материала колонны ; для стальных колонн Е = 210 кПа ; Iп - момент инерции попереч ного с ечения колонны , м 4; для сплошного сечения о пределяется по формуле /4/: Iп = D / 64 (3.8.1.6.) Iп = 207 / 64 = 3,2 м 4 Прогиб будет равен : У = (78,4 * (1,5)3) / (3 * 210 * 3,2) = 0,131 м = 131 мм Отношен ие максимального прогиба колонны к вылету с трелы определяется из условия /4/: У L = У / (103 * L) = 131 / (103 * 2,5) = 0,0524 3.8.2. Хво стовик колонны. Нижний конец колонны - хвостовик. Задаемся размерами хвостовика , исходя из следующих рекомендаций : длина хвостовика l хв = 1,35 * D = 1,35 * 20 7 = 279 мм ; я = 0,06 * l хв = 0,06 * 279 = 16,74 мм ; диаметр хвостовика d = D - 2 * я = 207 - 2 * 16,74 = 173,5 мм ; h0 = (1,3...1,4) * D = 1,3 * 207 = 269 мм. Цилиндрический хвостовик колонны (рис .3.8.1.) вставляют в сварную раму . Вертикальную силу V, в этом случае , воспринимает кольцевой выступ. Хвостовик рассчитываем на смятие от силы F, возникающей между хвостовиком и рамой от момента , изгибающего колонну. Необходимо , чтобы выполнялось условие пр очности /4/: я см = F / ( я * d) = (106 * H * h) / ( я * d * h0) я [ я см ], (3.8.2.1.) где я - толщина листа сварной рамы , мм ; принимают я = 20...30 мм ; [ я см ] - допускаемое напряжение для материала рамы ([ я см ] = 120...140 МПа ). я см = (106 * 78,4 * 1,25) / (30 * 173,5 * 269) = 70 МПа я [ я см ] Условие прочно сти выполняется. 3.8.3. Фун дамент крана. Фундаме нт предназначен для восприятия всех действующ их на кран нагрузок , передачи их на гр унт и обеспечения устойчивости крана. Максимальные суммарные напряжения на по дошве фундамента не должны приводить к ра зр ушению грунта под ним , а минимальные суммарные напряжения должны быть больше нуля , чтобы не происходило раскрытия стыка и перекоса крана . Соответствующие условия п ри действии в плоскости подошвы вертикальных сил V1, веса фундамента Gф и момента М = Н * h = 78,4 * 1,25 = 98 кН можно записать в виде /4/: я max = я v + я м я [ яя см ]; я min = я v - я м > 0, (3.8.3.1.) где [ яя см ] - допускаемые напряжения смят ия для грунта , МПа , выбираемые по табл .11. /4/. Равномерно распределенные между фундаментом и грунтом напряже ния смятия от с ил V1 и Gф определяются по формуле /4/: я v = (V1 + Gф ) / b2 , (3.8.3.2.) где V1 - вертикальная сила , действующая на фундамент , к Н ; Gф - вес фундамента , кН ; b - сторона квадрата фундамента ; принимаем b = 2,5 м. Напряже ния от момента М опре деляются по формуле /4/: я м = М / Wп , (3.8.3.3.) где Wп - момент сопротивления подошвы фундамента отн осительно оси , перпендикулярной плоскости действи я момента М , м 3. Поскольку напряжения я м неод инаковы , в расчет следует принимать максималь ное напряже ние изгиба на подошве фунд амента , которое получается , когда стрела крана совпадает по направлению с диагональю ос нования фундамента . При этом момент сопротивл ения Wп минимален и составляет : Вес колонны вместе с фундаментной пл итой определяется по форм уле /4/: Gкол = 2 * g * я ст * ( я * D2) / (4 * 106) * h, (3.8.3.5.) где я ст - объемный вес стали ( я ? ст = 7,85 т /м 3). Gкол = 2 * 9,8 * 7,85 * (3,14 * 2072) / (4 * 106) * 1,25 = 6,5 кН Сила инерции опускаемого груза при торможении о пределяется по формуле /4/ : Fин = Q * v гр / (60 * tторм ), (3.8.3.6.) где v гр - скорость движения груза при опускании м /мин. Fин = 80 * 5 / (60 * 2,5) = 2,7 кН Вертика льная сила , действующая на фундамент , определя ется по формуле /4/: V1 = g * Q + Gкр + Gстр + Gпр + Gкол + Fин (3.8.3.7.) V1 = 9,8 * 8 + 54,2 + 2,5 + 72 + 6,5 + 2,7 = 216,3 кН Вес фундамента определяется по формуле /4/: Gф = g * я бет * b2 * hф , (3.8.3.8.) где я бет - объемные вес бетона ( я бет = 2 т /м 3); hф - глубина заложения фундамента ; принимаем hф = 1,5 м. Gф = 9,8 * 2 * (2,5)2 * 1,5 = 183,75 кН По ф ормуле 3.8.3.2. определяем напряжения смятия от сил V1 и Gф : я v = (216,3 + 183,75) / (2,5)2 = 64 кПа = 0,064 МПа По ф ормуле 3.8.3.3. определяем напряжения от момента М : я м = 98 / 1,9 = 51,6 кПа = 0,052 МПа П о формуле 3.8.3.1. определяем суммарные напряже ния : я max = 0,064 + 0,052 = 0,116 МПа я min = 0,064 - 0,052 = 0,012 МПа Условия выполняются. По табл .11. /4/ выбираем песок влажный , у которого [ яя см ] = 0,1...0,2 МПа . Для обеспечения нераскрытия стыка меж ду подошвой фундамента и грунтом прин имают я v = 1,25 * я м , тогда у словие прочности грунта под фундаментом можно записать в виде /4/: я max = 2,25 * я м = 2,25 * (Н * h) / (0,12 * b3) я [ яя см ], откуда размер подошвы фундамента (b, м ) задаваясь вид ом грунта б удет определяться /4/: Следовательно , b = 2,5 м нас удовлетворяет. 3.8.4. Фун даментная плита. Фундаме нтная плита (рис 3.8.4.) необходима для прочного и жесткого закрепления колонны крана на фундаменте . Она состоит из ступицы , в ра сточенное гнездо которой устанавливают хвос товик колонны , и 4-х , 6-ти или 8-ми радиаль ных лап , на концах которых размещают фунда ментные болты. Чтобы верхнее основание фундамента не выкрашивалось , лапы плиты не должны доходит ь до края фундамента на 200...400 мм , т.е . расч етная длина лап L1 = b/2 - (200...400) = 2500 / 2 - 300 = 950 мм. Задаемся поперечным сечением , принимая с имметричное сечение из двух швеллеров. Число лап у плиты принимаем z = 6/ При достаточной жесткости плиты считают , что вертикальная сила , прижимающ ая л апы плиты к фундаменту , распределена между болтами равномерно и при числе болтов z составляет (в Н ) /4/: Fv = (103 * я V) / z, (3.8.4.1.) где я V - суммарная осевая вертикальная с ила , которая определяется по формуле /4/: я V = V1 - Gф (3.8.4.2.) я V = 216,3 - 183,75 = 32,55 кН Fv = (103 * 32,55) / 6 = 5425 кН Нагрузк а в болтах от опрокидывающего момента М при условии , что основание плиты остается плоским при работе крана , создает опрокидыв ающее или прижимающее усилие (Fм , Н ), максима льное значение кот орого для плиты с числом лап z = 6 определяется по формуле /4/: Fм .max = я Миз / (3 * l л ), (3.8.4.3.) где l л - расстояние от оси колонны до центра фунд аментного блока , м ; я Миз - суммарный изгибающий момент , Н *м. Расстоя ние от оси колонны до центра фунда ментного блока принимают l л = Lл / 1000 - 0,12 = 950 / 1000 - 1,12 = 0,83 м. Суммарный изгибающий момент определяется по формуле /4/: я Миз = 103 * Н * h + Fм .max (3.8.4.4.) я Миз = 103 * 78,4 * 1,25 + 3120,6 = 101120,6 Н *м Fм .max = 101120,6 / (3 * 0,83) = 40610,7 Н Наиболь шее результирующее усилие , которым лапа плиты отрывается от фундамента определяется по формуле /4/: Fотр = Fм .max - Fv (3.8.4.5.) Fотр = 40610,7 - 5425 = 35185,7 Н Для обеспечения нераскрытия стыка фундаментные болты должны быть пр едварительно затянуты усилием , которое определяется по формуле /4/: Fзат = К * (1 - я ) * Fотр , (3.8.4.6.) где К - коэффициент запаса , учитывающий непостоянство внешней нагрузки (К = 1,8...2,0); я - коэффициент , учитывающий податливость при отсутствии в стыке мягких прокладок ( я = 0,2...0,3). Fзат = 1,8 * (1 - 0,2) * 35185,7 = 50667,4 Н Расчетн ая нагрузка на наиболее загруженный фундамент ный болт определяется по формуле /4/: Fрасч = 1,3 * Fзат + я * Fотр (3.8.4.7.) Fрасч = 1,3 * 50667,4 + 0,2 * 35185, 7 = 72905 Н Внутрен ний диаметр болта (в мм ) определяется по формуле /4/: где [ я р ] = 60 МПа - допускаемое напряжение растяжения в болте. По таблице резьб наружный диаметр ре зьбы принимаем равным 39 мм. Наибольшая сила , которой лапа плиты прижата к фу ндаменту определяется по формуле /4/: Fл .max = Fм .max + Fv (3.8.4.9.) Fл .max = 40610,7 + 5425 = 46035,7 Н С уч етом предварительной затяжки болта давление м ежду опорной поверхностью лапы и фундаментом проверяют по условию /4/: р = (Fл .max + я * d12 * [ я р ] / 4) / Аоп я [р ], (3.8.4.10.) где А оп - опорная площадь лапы , мм 2; [р ] - допускаемое напряжение смятия фундамента ; для бетонного фундамента [р ] = 2,0...2,5 МПа . Принима ем сварную лапу в виде квадрата ; сечение лапы из двух швеллеров № 24 и устанавли ва ем их с зазором 40 мм . Получаем оп орную площадь лапы в виде квадрата со стороной а = 2 * 90 + 40 = 220 мм. Тогда давление между опорной поверхност ью лапы и фундаментом будет равным : р = (46035,7 + 3,14 * 392 * 60 / 4) / 2202 = 2,4 МПа я [р ] = 2,0...2,5 Мп а. Условие выполняется. Проверяем лапу на изгиб в сечении примыкания ее к ступице фундаментной плиты по условию /4/: я из = Миз .max / Wл = (Fл .max * bл ) / Wл я [ я из ], (3.8.4.11.) где bл - плечо действия силы Fл .max относительно рас четного сечения , мм ; пр инимают bл = l 1 - D0 = 830 - 207 = 327 мм ; Wл - момент сопротивления расчетного поперечного с ечения лапы , мм 3 (для швеллера № 24 Wл = 289 см 3); [ я из ] - допускаемое напряжение на изгиб , МПа ; для стали марки Ст 3 [ я из ] =120 МПа. я из = (46035,7 * 623) / 2890 00 = 99 МПа я [ я из ] = 120 МПа Условие на изгиб выполняется. 3.9. Пров ерка устойчивости крана на колонне. Безопас ность работы грузоподъемного крана должна обе спечиваться достаточной устойчивостью его против опрокидывания . Различают два вида проверки к рана на устойчивость : грузовую и с обственную . Грузовую устойчивость крана проверяют на возможный случай опрокидывания крана в сторону подвешенного груза , а собственную - на случай опрокидывания крана в сторону противовеса. Коэффициент грузовой устойчивост и о пределяется по формуле /4/: Кгр = я Мг.к . / Мгр , (3.9.1.) где д ля этих условий моменты определяются по ф ормулам /4/: Мгр = 103 * g * Q * (L - b / 2) (3.9.2.) я Мг.к . = 103 * [Gпр * ( l пр + b / 2) + Gкр * ( l кр + b / 2) + (Gкол + Gф ) * (b / 2) - Gст р * ( l стр - b / 2) - Fин * (L - b / 2)] - Мв.р.с . , (3.9.3.) где Мв.р.с . - момент от максимальной ветр овой нагрузки рабочего состояния ; принимаем М в.р.с . = 3 * Мв .max = 3 * 3120,6 = 9361,8 Н *м. Мгр = 103 * 9,8 * 8 * (2,5 - 2,5 / 2) = 98000 Н *м я Мг.к . = 1 03 * [72 * (1 + 2,5 / 2) + 54,2 * (0,75 + 2,5 / 2) + (6,5 + 183,75) * (2,5 / 2) - 2,5 * (1,5 - 2,5 / 2) - 2,7 * (2,5 - 2,5 / 2)] - 9361,8 = 494838,2 Н *м Определяем коэффициент грузовой устойчивост и по формуле 3.9.1.: Кгр = 494838,2 / 98000 = 5 Коэффиц иен т собственной устойчивости крана опред еляется по формуле /4/: Ксоб = я Мп.к . / Мв.н.с . , (3.9.4.) где М в.н.с . - момент от ветровой нагрузки нерабочего состояния , рв.н.с . = 650 Па. Для этих условий моменты определяются по формулам /4/: я Мг.к . = 103 * [Gс тр * ( l стр + b / 2) + (Gк ол + Gф ) * (b / 2) + Gкр * (b / 2 - l кр ) - Gпр * ( l пр - b / 2)] , (3.9.5.) Мв.н.с . я 1,25 * Мв.р.с . я 3,75 * Мв .max. (3.9.6.) я Мг.к . = 103 * [2,5 * (1,5 + 2,5 / 2) + (6,5 + 183,75) * (2,5 / 2) + 54,2 * (2,5 / 2 - 0,75) - 72 * (1 - 2,5 / 2)] = 289775 Н *м Мв.н.с . = 3,75 * 3120,6 = 11702,25 Н *м Определяем коэффициент собственной устойчив ости крана по формуле 3.9.4.: Ксоб = 289775 / 11702,25 = 24,8 По п равилам Госгортехнадзора значения коэффициентов грузовой и собственной устой чивости должн ы быть не менее 1,15. Правила Госгортехнадзора наши коэффициенты значительно превышают минимальную допустимую величину запаса. Заключе ние. В ку рсовом проекте произвели расчет поворотного к рана на неподвижной колонне и получили сл едующие да нные : 1) Механизм подъема груза : двигатель МТКН 311-8, мощностью 9 кВт ; редуктор двухступенчатый с передаточным числом 28; бараб ан механизма подъема вращения с частотой 10,6 мин -1; канат 15,0 -Г -I-С-Н -1568-ГОСТ 2688-80; кратность пол испаста - 2; полиспаст сдвоенный ; тормоз ТКТ -200 с электромагнитом МО -200Б. Двигатель и барабан расположены по р азные стороны от редуктора , двигатель соедине н с быстроходным валом редуктора упругой втулочно-пальцевой муфтой ; тихоходный вал соединен с барабаном упругой втулочно -пальцевой муфтой. 2) Механизм поворота крана : двигатель MTF 011-6, мощностью 2 кВт , соединен упру гой втулочно-пальцевой муфтой с червячным ред уктором Чог -125; выходной вал редуктора соединен с открытой зубчатой передачей , передаточное число которой - 10; передаточное число м еханизма поворота - 400; частота вращения крана 2 м ин -1; кран установлен на подшипниках качения ; на верхней опоре подшипник 8314, на нижней опоре расположена группа роликов , укрепленных на поворотной части крана. Литерат ура. 1. Подъ емно-транспортные машины лесной промышленности . Расчет и проектирование механиз ма подъема груза . Методические указания по курсовому проектированию для студентов всех видов обучения и факультета повышения квал ификации (специальности 0901, 0902, 0519). - Л. : 1986. 2. Подъемно-транспортные машины лесной промы шленности . Расчет и проектирование механизма подъема груза . Приложения и методические указ ания по курсовому проектированию для студенто в всех видов обучения и факультета повыше ния квалификации (специально сти 0901, 0902, 0519). - Л .: 1986. 3. Курсовое проектирование по деталям м ашин и подъмно-транспортным машинам . Методические указания и задания к проектам и рабо там для студентов-заочников технических специальн остей высших учебных заведений / П.Г.Гузенков, А.Г.Гришанов , В.П.Гузенков . - М .: Высшая школа , 1990. 4. Подъемно-транспортные машины лесной промы шленности . Расчет и проектирование механизма поворота грузоподъемных кранов . Методические указ ания по курсовому проектированию для студенто в всех видов обуч ения и факультета повышения квалификации (специальности 26.01, 26.02, 17.04). - С.-Пб .: 1993. 5. Работа подъемно-транспортных машин в период неустановившегося движения . Методические у казания по выполнению курсовых проектов и работ по подъемно-транспортным машинам дл я студентов всех видов обучения (специальност и 0901, 0902, 0519). - Л .: 1983. 6. В.Н.Кудрявцев . Курсовое проектирование дет алей машин . - Л .: Машиностроение , 1984. 7. П.Ф.Дунаев , О.П.Леликов . Конструирование узло в и деталей машин . - М .: Высшая школа , 1985. 8. П.Г.Гузенков . Детали машин . - М .: Высшая школа , 1982. 9. Л.Я.Перель , А.А.Филатов . Справочник : подшипни ки качения . - М .: Машиностроение , 1992. 10. Е.К.Грошцев и др . Подъемно-транспортные машины . Учебное пособие по курсовому проект ированию грузоподъемных машин (кранов ) для специальностей 0901, 0902, 0519. - Л .: 1971. 11. Н.Г.Павлов . Примеры расчетов кранов . - Л .: Машиностроение , 1967. 12. Н.Ф.Гуденко и др . Курсовое проектирова ние грузоподъемных машин . - М .: Машиностроение , 1971. 13. Б.А. Таубер . Подъемно-транспортные машин ы . - М .: Экология , 1991. 14. М.Н.Иванов . Детали машин . - М .: Высшая школа , 1985. 15. М.П.Александров . Подъемно-транспортные машины . - М .: Высшая школа , 1985. 16. М.М.Гонберг . Справочник по кранам . В 2-х томах . - Л .: Ма шиностроение , 1988. 17. Детали машин . Атлас конструкций . - М .: Машиностроение , 1979. 18. Подъемно-транспортные машины . Атлас конст рукций . - М .: Машиностроение , 1987.

1Архитектура и строительство
2Астрономия, авиация, космонавтика
 
3Безопасность жизнедеятельности
4Биология
 
5Военная кафедра, гражданская оборона
 
6География, экономическая география
7Геология и геодезия
8Государственное регулирование и налоги
 
9Естествознание
 
10Журналистика
 
11Законодательство и право
12Адвокатура
13Административное право
14Арбитражное процессуальное право
15Банковское право
16Государство и право
17Гражданское право и процесс
18Жилищное право
19Законодательство зарубежных стран
20Земельное право
21Конституционное право
22Конституционное право зарубежных стран
23Международное право
24Муниципальное право
25Налоговое право
26Римское право
27Семейное право
28Таможенное право
29Трудовое право
30Уголовное право и процесс
31Финансовое право
32Хозяйственное право
33Экологическое право
34Юриспруденция
 
35Иностранные языки
36Информатика, информационные технологии
37Базы данных
38Компьютерные сети
39Программирование
40Искусство и культура
41Краеведение
42Культурология
43Музыка
44История
45Биографии
46Историческая личность
47Литература
 
48Маркетинг и реклама
49Математика
50Медицина и здоровье
51Менеджмент
52Антикризисное управление
53Делопроизводство и документооборот
54Логистика
 
55Педагогика
56Политология
57Правоохранительные органы
58Криминалистика и криминология
59Прочее
60Психология
61Юридическая психология
 
62Радиоэлектроника
63Религия
 
64Сельское хозяйство и землепользование
65Социология
66Страхование
 
67Технологии
68Материаловедение
69Машиностроение
70Металлургия
71Транспорт
72Туризм
 
73Физика
74Физкультура и спорт
75Философия
 
76Химия
 
77Экология, охрана природы
78Экономика и финансы
79Анализ хозяйственной деятельности
80Банковское дело и кредитование
81Биржевое дело
82Бухгалтерский учет и аудит
83История экономических учений
84Международные отношения
85Предпринимательство, бизнес, микроэкономика
86Финансы
87Ценные бумаги и фондовый рынок
88Экономика предприятия
89Экономико-математическое моделирование
90Экономическая теория

 Анекдоты - это почти как рефераты, только короткие и смешные Следующий
Немного устал быть не миллиардером.
Anekdot.ru

Узнайте стоимость курсовой, диплома, реферата на заказ.

Обратите внимание, реферат по машиностроению "Расчет поворотного крана на неподвижной колонне", также как и все другие рефераты, курсовые, дипломные и другие работы вы можете скачать бесплатно.

Смотрите также:


Банк рефератов - РефератБанк.ру
© РефератБанк, 2002 - 2016
Рейтинг@Mail.ru