Абузар Айдамиров

Введение51. Расчет рабочих органов крана.61.1. Выбор системы подвешивания.61.2. Выбор типа и диаметра каната.61.3. Расчет барабана.91.4. Расчет крюковой подвески102. Силовой расчет

Абузар Айдамиров

Доклад

Литература

Другие доклады по предмету

Литература

Сдать работу со 100% гаранией
акже 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 длину, т.е. расстояние Lт между местами действия опорных реакций. Определяем размеры траверсы при укороченной подвеске при двух блоках (рис. 1.4.2.).

Длина траверсы (Lт) определяется по формуле /1/:

Lт = lст + Dп + (20...25) мм(1.4.3.)

где lст - длина ступицы блока, мм (lст = 30...60 мм);

Dп - диаметр упорного шарикоподшипника под гайку крюка, мм.

Выбираем подшипник 8205Н ГОСТ 7872-89:

d =25 мм; D = 47 мм; H = 15 мм; 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 для прохождения крюка, мм; принимают d0 = d1 + 3 мм;

[u] - допускаемое напряжение материала траверсы на изгиб, МПа; для стали 5 [u] = 60 МПа.

 

 

 

Диаметр цапфы траверсы определяем конструктивно для размещения подшипников качения, на которых устанавливаем блоки крюковой подвески.

 

 

2. Силовой расчет привода.

 

2.1. Определение мощности двигателя и передаточного

числа механизма подъема груза.

 

Статическая мощность электродвигателя определяется по формуле /1/:

Nдв.ст. = (Q * g * vгр) / (1000 * м),(2.1.1.)

где Q - масса груза и крюковой подвески, кг;

vcp - скорость подъема груза, м/с;

м - ориентировочное значение КПД механизма подъема груза (м = 0,80...0,85).

Nдв.ст. = (8180 * 9,8 * 0,08) / (1000 * 0,8) = 8 кВт

По табл. 4П. /2/ выбираем электродвигатель крановый 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 GDр2 = 1,10 кг* м2; режим работы ПВ = 15%.

Частоту вращения барабана при подъеме груза с заданной скоростью определяют по формуле /1/:

nб = (vгр * iп) / ( * Dб)(2.1.2.)

nб = (5 * 2) / (3,14 * 0,3) = 10,6 об/мин

Общее передаточное число механизма составляет /1/:

uм = nдв / nб (2.1.3.)

uм = 670 / 10,6 = 63,2

Так как uм > 50, то необходимо выбрать схему механизма подъема, содержащую двухступенчатый цилиндрический закрытый редуктор и дополнительную открытую зубчатую передачу.

Назначаем uред = 28, uз.п. = 2,26.

Передаточное число быстроходной ступени (uб) определяется по формуле /1/:

uб = 1,25 * uред (2.1.4.)

uб = 1,25 * 28 = 6,6

Передаточное число тихоходной ступени (uт) определяется по формуле /1/:

uт = uред / uб (2.1.5.)

uт = 28 / 6,6 = 4,2

Определяем частоты вращения элементов привода по формулам /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.

Определяем крутящие моменты на элемент привода.

Крутящий момент двигателя /1/:

Тдв = (Nдв * 103 * 30) / ( * nдв)(2.1.7.)

Тдв = (9 * 103 * 30) / (3,14 * 670) = 128 Н*м

При установке муфты крутящий момент на быстроходном валу:

Т1 = Тдв * м ,(2.1.8.)

где м - КПД соединительной муфты (м = 0,98).

Т1 = 128 * 0,98 = 125,44 Н*м

Крутящий момент на тихоходном валу:

Т2 = Т1 * uб * 12 = 125,44 * 6,6 * 0,97 = 803 Н*м

Т3 = Т2 * м = 803 * 0,98 = 795 Н*м

Т4 = Т3 * uт * 34 = 795 * 4,2 * 0,97 = 3238,83 Н*м

Общий КПД редуктора определяется по формуле:

0 = 12 * 34 * пm ,(2.1.9.)

где 12 , 34 - КПД зубчатых передач;

п - КПД подшипников;

m - число пар подшипников.

0 = 0,97 * 0,97 * 0,993 = 0,91

 

 

2.2. Расчет зубчатых передач.

 

В цилиндрический двухступенчатый редуктор входят быстроходная и тихоходная ступени. Быстроходную ступень принимаем косозубой, тихоходную - прямозубой.

 

2.2.1. Расчет быстроходной ступени.

 

Выбираем материал - сталь 45, термообработка - нормализация, твердость НВ = 200.

Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле /8/:

[н] = н lim b / Sн * ZR * Zv * КНL(2.2.1.1.)

где н lim b = 2 * НВ +70 при v  5 м/с /8/;

Sн - коэффициент безопасности (Sн = 1,1..1,2);

ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей;

Zv - коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи (Zv = 1,00...1,16);

КНL - коэффициент долговечности (КНL  NНЕ / NНО), где NНЕ - эквивалентное число циклов напряжений в зубьях; NНО - базовое число циклов напряжений, принимается по графику на рис. 12.21. /8/.

NНЕ = (60*С / Т3max)*(Т3max *t*n + T13*t1*n1 + T23*t2*n2 +...+Ti3*ti*ni),

где С - число колес в зацеплении (с = 1);

Тmax - максимальный крутящий момент, передаваемый колесом в течении времени t за весь срок службы передачи при частоте вращения колеса n.

Время t определяется по формуле /8/:

t = 365 * Kг * 24 * Кс * 5, (2.2.1.3.)

где Кг = Т / 365 - коэффициент использования механизма в год;

Кс = Т / 24 - коэффициент использования механизма в сутки.

Кг = 240 / 265 = 0,9Кс = 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 = Тmax * 0,67 = 803 * 0,67 = 538 Н*м

Тторм = Тmax * 0,23 = 803 * 0,23 = 184,7 Н*м

Тmax - максимальный крутящий момент (Т2 = 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,КНL = 1

[н] = (2 * 200 + 70) / 1,1 * 1 * 1,1 * 1 = 470 МПа

bа = 0,315...0,4 при несимметричном расположении колес относительно опор; bа = 0,35.

bd определяется по формуле /8/:

bd = 0,5 * (u + 1) * bа (2.2.1.5.)

bd = 0,5 * (6,6 + 1) * 0,35 = 1,33

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий определяется в зависимости от bd по графику на рис.12.18. /8/.

КНВ = 1,15

Межосевое расстояние определяется по формуле /8/:

 

 

где Ка = 495 - для прямозубых передач, Ка = 430 - для косозубых передач;

Т - передаваемый крутящий момент, Н*м;

u - передаточное число передачи;

[н] - допускаемое контактное напряжение.

 

Определяем ширину зубчатого венца колеса по формуле /8/:

bw = 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  2 мм(2.2.1.8.)

mn = 0,0195 * 212 = 4,1 мм, принимаем mn = 4 мм.

Определяем суммарное число зубьев колеса /8/:

Z = (2 * a * cos) / mn ,(2.2.1.9.)

где cos - угол наклона зубьев колеса ( =8...160).

Принимаем  = 110; cos 110 = 0,9816.

Z = (2 * 212 * 0,9816) / 4 = 104

Уточняем значение угла  по формуле /8/:

cos = (Z * mn) / (2 * аw)(2.2.1.10.)

cos = (104 * 4) / (2 * 212) = 0,9811 = 110 16

Число зубьев шестерни /8/:

Z1 = Z / (u +1)  Z1 min ,(2.2.1.11.)

где Z1 min = 17 * cos3 = 17 * 0,98113 = 16

Число зубьев колеса /8/:

Z2 = Z - Z1 (2.2.1.12.)

Z1 = 104 / (6,6 +1) = 16,2;Z1 = 16  16.

Z2 = 104 - 16 = 88

Определяем диаметры делительных окружностей зубчатых колес:

диаметр шестерни /8/:

d1 = (mn * Z1) / cos(2.2.1.13.)

d1 = (4 * 16) / 0,98 = 65,3 мм

диаметр колеса /8/:

d2 = (mn * Z2) / cos(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

Определяем значение контактных напряжений /8/:

 

 

где Zн = 1,77 * cos ,Zм = 275 МПа,Z = 1 / Еа ,

где Еа - коэффициент торцевого перекрытия.

Еа =[1,88 - 3,2*(1/Z1 + 1/Z2)] * cos(2.2.1.18)

Ft - окружная сила в зацеплении, определяется по формуле /8/:

Ft = (2 * T2) / d2 (2.2.1.19.)

Кн = 1,2...1,35, большие значения при несимметричном расположении 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 =

Zн = 1,77 * 0,98 = 1,73

 

Похожие работы

< 1 2 3 4 5 6 > >>