Абузар Айдамиров

Министерство образования Российской Федерации Санкт-Петербургская Государственная лесотехническая академия им. С.М. Кирова Кафедра Техническая механика К У Р С О В О Й П Р О Е К Т На тему Расчет поворотного крана на неподвижной колонне КП.М.В.IV. Курсовой проект защищен с оценкой Зав. кафедрой, доцент

Руководитель проекта Студент С ы к т ы в к а р 2 0 0 1 г. Задание. Спроектировать поворотный кран на неподвижной колонне по схеме Вес поднимаемого груза F 80 кН. Скорость подъема груза ? 5 м мин. Высота подъема груза Н 3 м. Вылет крана L 2,5 м. Режим работы - легкий. Содержание. Введение51. Расчет рабочих органов крана.61.1.

Выбор системы подвешивания.2. Выбор типа и диаметра каната.3. Расчет барабана.4. Расчет крюковой подвески102. Силовой расчет привода.1. Определение мощности двигателя и передаточного числа механизма подъема груза.2. Расчет зубчатых передач.1. Расчет быстроходной ступени.2. Расчет тихоходной ступени.3. Расчет дополнительной открытой зубчатой передачи.202.4.

Расчет валов редуктора.1. Определение расстояний между деталями передач.2. Расчет быстроходного вала.3. Расчет промежуточного вала.4. Расчет тихоходного вала.5. Расчет шпоночных соединений.6. Подбор подшипников качения.7. Подбор стандартных муфт.8. Выбор и расчет тормоза.9. Расчет механизма подъема в период неустановившегося движения.433.

Расчет и проектирование механизма поворота крана.1. Выбор веса крана и определение веса противовеса.2. Расчет опорных нагрузок и опорно-поворотных узлов крана.3. Расчет моментов сопротивления вращению в опорно- поворотных узлах крана.1. Моменты сопротивления от сил трения.2. Моменты сопротивления от ветровой нагрузки.553.4.

Выбор электродвигателя.1. Расчет необходимой мощности двигателя.2. Проверка работы двигателя в период пуска.5. Составление кинематической схемы.1. Определение общего передаточного числа механизма.2. Расчет эквивалентных моментов на валан.3. Выбор червячного редуктора.4. Расчет открытой зубчатой передачи.6. Подбор соединительной и предохранительной муфт.623.7.

Выбор тормоза и его расчет.8. Расчет на прочность отдельных элементов крана.1. Колонна крана.2. Хвостовик колонны.3. Фундамент крана.4. Фундаментная плита.9. Проверка устойчивости кран на колонне.72Заключение74Литература75 Введение. Подъемно-транспортные машины находят широкое применение во многих отраслях промышленности, сельского хозяйства, всех видов транспорта, в которых используют как общепромышленные виды этих машин

так и их системы и конструкции, отражающие специфику данной области народного хозяйства. Механизация и автоматизация производственных процессов требуют всемирного расширения областей эффективного применения различных грузоподъемных и транспортирующих машин и механизмов. Широкое использование способствует механизации трудоемких и тяжелых работ, удешевлению стоимости производства, улучшению использования объема производственных зданий, сокращению путей движения грузов в технологической

цепи производства. Высокая технологичность машин для лесозаготовок и лесосплава обеспечивается тем, что цепь производства связана современной системой подъемных и транспортирующих машин и механизмов, подъемно-транспортных машин. 1. Расчет рабочих органов крана. 1. Выбор системы подвешивания. 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 грузоподъемности от 5000 до 10000 кг кратность полиспаста iп 2. Учитывая тип крана и необходимость обеспечения подъема груза без раскачивания и равномерного нагружения всех сборочных единиц механизма подъема принимаем подвеску груза через сдвоенный полиспаст и изображаем схему подвески груза на рис. 1. Определяется КПД полиспаста по формуле где ?п - КПД одного блока полиспаста ?бл 0,98 0,99 - блок на подшипниках качения iп - кратность полиспаста.

?п 1 - 0,992 2 1 - 0,99 0,2. Выбор типа и диаметра каната. Максимальное расчетное усилие в ветви каната, навиваемой на барабан, при сдвоенном полиспасте определяется по формуле 1 Sмакс Q? g 2 iп ?п , 1.2.1. где Q - масса поднимаемого груза и грузозахватных механизмов Q Q Qк , кг Qк - масса крюковой подвески, кг q 9,81 м с2 - ускорение силы тяжести. Массу крюковой подвески принимаем предварительно по табл.

4 1 . Для нашего случая при крюковой подвеске массой ? 180 кг Sмакс 8000 180 9,81 2 2 0,20162 Н Определяем разрывное усилие Р каната по формуле 1 Р К Sмакс , 1.2.2. где К - коэффициент запаса прочности К 5 при режиме работы - легкий 1 . Р 5 20162 100810 Н 100,8 кН Тип и диаметр каната согласно рекомендациям

Госгортехнадзора выбираем по величине Р 100,8 кН по табл. 1П. 2 . Диаметр каната dк 15 мм, маркировочная группа 1568, разрывное усилие Р 114,5 кН Р, канат двойной свивки типа ЛК-Р, конструкции 6 ? 19 1 О.С. ГОСТ 2688-80 . Канат 15,0 - Г - I - C - H - 1568 ГОСТ 2688-3. Расчет барабана. По правилам

Госгортехнадзора максимальный допускаемый диаметр барабана определяется по формуле 1 Dб ? dк е , 1.3.1. где dк - диаметр каната, мм е - коэффициент, зависящий от типа ПТМ и режима работы, е 16 табл. 5 1 . Принимем для нашего случая барабан нарезного типа для укладки каната в один слой с наканатной нарезкой для уменьшения износа каната. Dб 15 16 240 мм В соответствии с ГОСТ 6636-69 назначаем

Dб 240 мм. Расчетную схему представляем на рис. 1.3. Длина нарезанной части барабана определяется по формуле 1 l1 H iп ? Dб m t , 1.3.2. где Н - высота подъема груза, мм m - запасное число витков каната для крепления к барабану m 4 6 - для сдвоенного полиспаста t - шаг нарезки канавки, мм, t 17 мм табл. 10П. 2 . l1 3000 2 3,14 240 5 17 220 мм Общая длина барабана определяется по формуле 1

Lб 2 l1 2 l2 l0 , 1.3.3. где l0 - расстояние между нарезанными частями барабана l0 120 200 мм l2 - величина, зависящая от способа крепления каната к барабану рис 1.3 определяется по зависимости l2 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 Минимальная толщина стенки стального барабана сталь 35Л составляет 12 15 мм. Принимаем б 12 мм. Строим на расчетной схеме рис 1.3. эпюру изгибающих моментов

и определяем наибольшее значение Мu . Мu S l1 l0 Мu 20162 0,22 0,13 7056,7 Н м Определяем диаметр оси барабана 1 где 1 u - допускаемое напряжение на изгиб при симметричном цикле изменения нагрузки для стали 5 1 u 45 МПа . Проверочный расчет оси барабана в опасном сечении определяется по формуле 1 ?u Мu 0,1 d3оси ? 1 u 1.3.6. ?u 7056,7 0,1 123 40,8 МПа ? 45 МПа Условие выполняется, диаметр оси барабана должен быть не менее 12 мм.

1.4. Расчет крюковой подвески. Подбор крюка производим по грузоподъемности 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 размеры для расчета d М52 d1 46,59 мм Р 5 мм. Условие прочности по внутреннему диаметру резьбы крюка 1 ?р 4

Q g ? d12 ? ?р , 1.4.1. где d1 - внутренний диаметр резьбы хвостовика, мм ?р - допускаемое напряжение на растяжение, МПа, ?р 50 МПа Q - грузоподъемность крана, кг. ?р 4 8000 9,8 3,14 46,59 2 46 МПа ? 50 МПа Условие выполняется. Резьба хвостовика проверяется по удельному давлению смятия по условию 1 где Н - высота гайки, мм принимается Н 10 Р Р - шаг резьбы, мм q - допускаемое удельное давление, МПа q 15 20 МПа. Условие выполняется. Определяются размеры блоков подвески также 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 0,9 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 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 Для определения твердости рабочих поверхностей принимаем ?н ?н , где ?н - допускаемое контактное напряжение, при твердости ? 350 Н. ?н 2

НВ 70 1,1 КHL 2.2.1.20. Из формулы 2.2.1.20. твердость рабочих поверхностей зубьев НВ 1,1 ?н - 70 2 1,1 441 - 70 2 207,55 По табл.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 по напряжениям изгиба 8 ?F YF Y? YЕ Ft KF bw mn ? ?F , 2.2.1.21. где ?F - допускаемое напряжение изгиба 8 ?

F ?F0 SF KFL , 2.2.1.22. где ?F0 - предел выносливости ?F0 1,8 НВ SF - коэффициент долговечности SF 1,7 YF - коэффициент формы зуба, определяется по числу зубьев эквивалентного колеса ZV рис.2.23. 6 ZV Z cos3? 2.2.1.23. Y коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зубьев Y? 1 - ?0 140 2.2.1.24. YЕ - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

YЕ 1 Еа 2.2.1.25. КF - коэффициент нагрузки KF 1,3 1,5 . Для шестерни 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? 1 - 11,16 140 0,92 YЕ 1 1,61 0,62 Предел выносливости для шестерни ?FО1 1,8 263 473,4 МПа для колеса ?FО2 1,8 216 388,8

МПа Допускаемое напряжение изгиба для шестерни ?F1 473,4 1,7 1 278,5 МПа для колеса ?F2 388,8 1,7 1 228,7 МПа Напряжение изгиба для шестерни ?F1 4,17 0,92 0,62 4471 1,3 84 4 41,1 МПа ? 278,5 МПа Напряжение изгиба для колеса 8 ?F2 ?F1 YF2 YF1 2.2.1.26. ?F2 41,1 3,6 4,17 35,5 МПа ? 228,7 МПа Условие прочности зубьев на изгиб выполняется.

Определяем силы в зацеплении, рис.2.2.1.2. Ft1 - Ft2 2 T1 d1 2 T2 d2 2.2.1.27. FR1 - FR2 Ft tg? cos? 2.2.1.28. Fа1 - Fа2 Ft tg? 2.2.1.29. Ft1 - Ft2 2 125,44 0,0653 3842 Н FR1 - FR2 3842 0,364 0,98 1427 Н Fа1 - Fа2 3842 0,197 756,9 Н Силы, действующие в зацеплении зубчатой передачи.

Рис. 2.2.1.2. 2.2.2. Расчет тихоходной ступени. Коэффициент относительной ширины зубчатого венца ?ba 0,315 0,4 принимаем ?ba 0,35. Определяем коэффициент ширины венца по делительному диаметру шестерни по формуле 2.2.1.5. ?bd 0,5 4,2 1 0,35 0,91 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии в зависимости от ?bd по графику на рис. 12.18. 8 , Кн? 1,05. Межосевое расстояние определяем по формуле 2.2.1.6.

Определяем ширину зубчатого венца колеса 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? 1, т.к. передача прямозубая. Суммарное число зубьев колеса определяем по формуле 2.2.1.9. Z? 2 228 1 4,5 101 Определяем число зубьев шестерни по формуле 2.2.1.11.

Z3 101 4,2 1 19 Z3 19 ? 16 Определяем число зубьев колеса по формуле 2.2.1.12. Z4 101 - 19 82 Определяем диаметры делительных окружностей зубчатых колес. Диаметр шестерни определяем по формуле 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 Определяем диаметры окружностей вершин зубьев по формулам 2.2.1.15 dа3 85,5 2 4,5 94,5 мм dа4 369 2 4,5 378

мм Определяем диаметры окружностей впадин зубьев 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 Определяем коэффициент, учитывающий влияние суммарной длины контактной линии по формуле 8 Z? 4 - Е? 3 , 2.2.2.1. где Е коэффициент торцевого перекрытия, определяется по формуле 2.2.1.18. Е? 1,88 - 3,2 1 19 1 82 1 1,67 Z? 4 - 1,67 3 0,88 Окружная сила в зацеплении определяется по формуле

Ft 2 T3 d3 2.2.2.2. Ft 2 795 0,0855 18596,5 Н ZH 1,77 cos? 1,77 1 1,77 Определяем значение контактных напряжений по формуле 2.2.1.17. Для определения твердости рабочих поверхностей зубьев принимаем ?н ?н . Допускаемые контактные напряжения при ?н 600 1000 МПа определяются по формуле 8 ?н 17 HRC 200 1,2 KHL 2.2.2.3.

Из формулы 2.2.2.3. твердость поверхности зубьев HRC 1,1 ?н - 200 17 1,1 850 - 200 17 43,2 По табл. 2.2. 6 выбираем для изготовления колес сталь 40Х, термообработка - закалка Т.В.Ч. сквозная, твердость зубьев 45 55 HRC. Выполняем проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба по формуле 2.2.1.21. ?F YF Y? Y? Ft KF bw mn ? ?F Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зубьев

Y? определяем по формуле 2.2.1.24 Y? 1 Число зубьев эквивалентного колеса определяем по формуле 2.2.1.23. cos? 1, т.к. передача прямозубая 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? 1 1,67 0,6 Значение коэффициента нагрузки КF 1,3 1,5

КF 1,3. По табл. 2.2. 6 для стали 40Х подвергаемой закалке определяем предел выносливости для шестерни и колеса ?F0 550 МПа, коэффициент запаса прочности SF 1,7. Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле 2.2.1.22. ?F3 ?F4 550 1,7 1 323,5 МПа Напряжение изгиба для шестерни ?F3 4,07 1 0,6 18596,5 1,3 80 4,5 164 МПа ? 323,5 МПа

Напряжение изгиба для колеса по формуле 2.2.1. 26 ?F4 164 3,6 4,07 145 МПа ? 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? cos? 2.2.2.5. Ft3 - Ft4 2 795 85,5 18596,5 Н FR3 - FR4 18596,5 0,364 1 6769 Н Fа1 - Fа2 3842 0,197 756,9

Н 2.3. Расчет дополнительной открытой зубчатой передачи. uз.п. 2,26 - передаточное число дополнительной открытой зубчатой передачи. 1 Назначаем материал для шестерни выбираем сталь марки 45Л нормализация, НВ1 153 179, НВ1 ср 166 , для колеса - сталь марки 25Л нормализация, НВ2 124 151, НВ2 ср 137,5 . 2 Определяем модуль зацепления из условия прочности зубьев на изгиб по

формуле 4 где Мш. экв эквивалентный вращающий момент на валу шестерни, Н м Z1 - число зубьев шестерни, принимаем Z1 17 ?bd - коэффициент ширины колеса, принимают ?bd 0,4 0,6, при консольном расположении шестерни относительно опор и твердости зубьев колеса НВ2 350 КF коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, принимают КF? 1,25 1,35 YF - коэффициент формы зуба, принимаем

YF 4,26 по таблице в 4 . Мш. экв. Мк. экв. uз.п. ?з.п где Мк. экв эквивалентный вращающий момент на валу колеса uз.п передаточное число открытой зубчатой передачи ?з.п КПД открытой зубчатой передачи ?з.п. 0,95 . Мш. экв. 7983,7 2,26 0,95 3718,5 Н м ?F - допускаемое напряжение на изгиб, МПа. ?F ?F limb KFL KFC SF , где ?F limb - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому

числу циклов напряжения, МПа. Для выбранной марки стали ?F limb 1,8 НВ расчет ведут по средней твердости . Средняя твердость НВ НВ1 НВ2 2 166 137,5 2 151,75 ?F limb 1,8 151,75 273,15 SF - коэффициент безопасности, принимают SF 1,75 2,30 принимаем SF 2 КFL - коэффициент долговечности, принимают КFL 1

КFC - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивных передач КFC 1. ?F 273,75 1 1 2 136,9 МПа По СТ СЭВ 310-76 полученное значение модуля зацепления округляем до ближайшего стандартного 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 dа1 d1 2 m dа2 d2 2 m 2.3.5. dа1 238 2 14 266

мм dа2 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 ?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 Окружная скорость определяется по формуле 4 v ? 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 изгибную прочность из основания зубьев шестерни выполняем по условию 4 где KFV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку по табл.2.7. 7 KFV 1,78 при v 8 м с и НВ ? 350. 6 Определяем внутренние диаметры ступиц для шестерни где ?кр 15 20 МПа - допускаемое напряжение кручения. для колеса Наружные диаметры ступиц у торца для стальных колес

определяются по формуле 4 dст 1,6 dв 2.3.13. для шестерни dст 1,6 98 156,8 мм для колеса dст 1,6 126 201,6 мм Длина ступиц определяется по формуле 4 lст 1,2 dв 2.3.14. для шестерни lст 1,2 98 117,6 мм для колеса lст 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 диска колеса определяется по формуле 4 С 3 m 2.3.16. С 3 14 41 мм 2.4. Расчет валов редуктора.

2.4.1. Определение расстояний между деталями передач. Расстояния между деталями передач определяем по расчетной схеме 2.4.1. Расстояния между внешними поверхностями деталей передач определяется по соотношению L d1 d2 2 d3 2 d4 2.4.1.1. L 65,3 359,2 2 85,5 2 369 656 мм Расстояние между вращающимися колесами и внутренними стенками редуктора определяется по формуле а

L 3 2.4.1.2. а 656 3 12 мм Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес определяется из соотношения b0 ? 4 а. b0 ? 48 мм Расстояние между торцевыми поверхностями колес принимаем с 0,3 0,5 а с 0,5 12 6 мм Расстояние между деталями передач. 2.4.2. Расчет быстроходного вала. Определяются предварительные размеры вала 7 , показанные на рис.2.4.2.1. d ? 7 8 TБ , 2.4.2.1. dП ? d 2 t , 2.4.2.2. dБП ? dП 3 r ,

2.4.2.3. где ТБ - крутящий момент на быстроходном валу, Н м t - высота заплечика, мм r - координата фаски подшипника. d ? 7 125,44 35 мм dП ? 35 2 2,5 40 мм dБП ? 40 3 2,5 47,5 мм Вычисленные значения округляем в ближайшую сторону до стандартных, ГОСТ 6636-69. d 36 мм dП 40 мм dБП 48 мм. Составляем расчетную схему вала, рис.

2.4.2.2. Положение опор и точки приложения сил определяем приближенно. l B 20 25 мм l l1 l2 l1 l 3 l 240 21 261 мм l1 261 3 87 мм l2 261 - 87 174 мм Определяем 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 Крутящий момент на валу Т Ft1 d1 2 3842 0,0653 2 125,4 Н м Определяем реакции опор, используя уравнения статики в плоскости ZY по условию ? МZ2 0 или - RZ1 l1 l2 - M Fr1 l2 0 RZ1 - M Fr1 l2 l1 l2 RZ1 -24,7 1427 0,174 0,087 0,174 856,7 Н по условию ? МZ1 0 или - RZ2 l1 l2 - M Fr1 l1 0 RZ2 -

M Fr1 l1 l1 l2 RZ2 -24,7 1427 0,087 0,087 0,174 570,3 Н Проверка ? F2 0, т.е. RZ1 RZ2 - Fr1 0 . 856,7 570,3 - 1427 0 - реакции определены правильно. Определяем реакции опор, используя уравнения статики в плоскости ХY по условию ? МХ2 0 или - RХ1 l1 l2 Ft1 l2 0 RХ1 Ft1 l2 l1 l2 RХ1 3842 0,174 0,087 0,174 2561,3 Н -Ft1

RХ1 RХ2 0 ? RХ2 RХ1 - Ft1 3842 - 2561,3 1280,7 Н Определяем изгибающие моменты в плоскости ZY, сечении 1-1 МZ1 RZ1 l1 856,7 0,087 74,5 Н м М?Z1 МZ1 М 74,5 24,7 99,2 Н м в плоскости ХY, сечении 1-1 МХ1 RХ1 l1 2561,3 0,087 222,8 Н м Строим эпюры изгибающих моментов МZ , МХ , рис. 2.4.2.2. Определяем суммарные изгибающие моменты в сечении 1-1.

Наиболее опасное сечение - 1-1, где расположена шестерня вала. Определяем коэффициент запаса прочности по формуле 7 где S - допускаемый коэффициент запаса прочности, S 2 2,5 S коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба S коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения. где ? -1 1 - пределы выносливости материала

вала соответственно при изгибе и кручении, МПа ? -1 0,4 0,5 ?в 1 0,58 ? -1 , где ?в - предел прочности материала вала, МПа по табл. 10.2. 7 ?а и ?а - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, МПа ?m и ?m - постоянные составляющие циклов, МПа и - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений, для сталей 7 0,02 2 10-4 ?в 0,5 Кd и КF - масштабный фактор и фактор качества табл.

10.3. и 10.4. 7 К? и К эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении табл. 10.7. 7 . Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, напряжения кручения по отнулевому 7 для симметричного цикла ?а М? W ?m 0, 2.4.2.7. где W - момент сопротивления изгибу для сплошного сечения W 0,1 d3 для сечения со шпоночным пазом W - для отнулевого цикла ?а ?m 0,5 ?max ?max

Т Wp , 2.4.2.8. где Wp - момент сопротивления кручению для сплошного сечения Wp 0,2 d3 для сечения со шпоночным пазом Wp Размеры шпоночного паза определяются по табл. 24.32. 7 . Для изготовления вала выбираем сталь 45, термообработка улучшение, предел прочности ?в 750 МПа. Пределы выносливости ? -1 0,4 0,5 ?в 0,45 750 337,5 МПа 1 0,58 ? -1 0,58 337,5 195,8 МПа Амплитуды переменных составляющих циклов напряжений для d 36 мм.

?а М W М 0,1 d3 243900 0,1 363 52,3 МПа ?а ?m 0,5 Т Wp 0,5 Т 0,1 d3 0,5 125400 0,1 363 13,4 МПа Постоянные составляющие циклов напряжений ?m 0 ?а ?m 13,4 МПа Масштабный коэффициент и фактор качества Кd 0,86 КF 1,07 Коэффициенты концентрации напряжений К? 2,8 К? 1,85 Коэффициенты 0,02 2 10-4 ?в 0,02 2 10-4 750 0,17 0,5 0,5 0,17 0,085

Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения Коэффициент запаса прочности Условие прочности выполняется. Определяются предварительные размеры вала 7 показанные на рис. 2.4.3.1. dК ? 6 7 Тпр , 2.4.3.1. где Тпр - крутящий момент на промежуточном валу. dБК ? dК 3 f ,

2.4.3.2. где f - размеры фаски. dБП ? dП 3 r , 2.4.3.3. dП dК - 3 r , 2.4.3.4. dК ? 6 803 55,7 мм dБК ? 55,7 3 2 61,7 мм dП 55,7 - 3 3 46,7 мм dБП ? 46,7 3 3 55,7 мм Вычисленные значения округляем в ближайшую сторону до стандартных, ГОСТ 6636-69. dК 56 мм dБК 63 мм dП 50 мм dБП 56 мм. Составляем расчетную схему вала, рис. 2.4.3.2. Положение опор и точки приложения сил определяем приближенно

с учетом конструкции быстроходного вала. Определяем основные нагрузки, приводим силы Ft , Fа , Fr , к точке на оси вала, при этом возникает пара сил. Ft2 3842 Н Fа2 756,9 Н Fr2 1427 Н. Ft3 18596,5 Н Fr3 6769 Н. Т2 Ft2 dк2 2 3842 0,3592 2 690 Н м М2 Fa2 dк2 2 756,9 0,3592 2 135,9 Н м Т3 Ft3 dк3 2 18596,5 0,0855 2 795 Н м М3 Fa3 dк3 2 0 , т.к.

Faв 0 tg? 0 . Определяем реакции опор, использую уравнения статики в плоскости ZY по условию ? МZ2 0 или RZ1 l1 l2 l3 - M2 Fr3 l3 Fr2 l2 l3 0 RZ1 - M2 Fr3 l3 Fr2 l2 l3 l1 l2 l3 RZ1 -135,9 6769 0,084 1427 0,09 0,084 0,087 0,09 0,084 2609,2 Н по условию ? МZ1 0 или RZ2 l1 l2 l3 -М2-Fr2 l1-Fr3 l1 l2 0 RZ2 Fr3 l1 l2 Fr2 l1 М2 l1 l2 l3 RZ2 6769 0,087 0,09 1427 0,087 135,9 0,087 0,09 0, 084 5586,8

Н Проверка ? FZ 0, т.е RZ1 Fr2 Fr3 - RZ2 0 . -2609,2 1427 6769 - 5586,8 0 - реакции определены правильно. Определяем реакции опор, используя уравнения статики в плоскости ХY по условию ? МХ1 0 или RХ2 l1 l2 l3 - Ft3 l1 l2 - Fr2 l1 0 RХ2 Ft3 l1 l2 Fr2 l1 l1 l2 l3 RХ2 18596,5 0,084 0,09 3842 0,087 0,087 0,09 0,174 13892,1 Н по условию ? МХ2 0 или - RХ1 l1 l2 l3 Ft2 l2 l3 Fr3 l3 0

RХ1 Ft2 l2 l3 Fr3 l3 l1 l2 l3 RХ1 3842 0,09 0,084 18596,5 0,084 0,087 0,09 0,174 8546,4 Н Проверка ? FХ 0, т.е. RХ1 - 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 МZ1 RZ1 l1 2609,2 0,087 227 Н м М?Z1 МZ1 М2 227 135,9 362,9 Н м в сечении 2-2 МZ2 RZ2 l3 5586,8 0,084 469,3 Н м в плоскости

ХY в сечении 1-1 МХ1 RХ1 l1 8546,4 0,087 743,5 Н м в сечении 2-2 МХ2 RХ2 l3 13892,1 0,084 1166,9 Н м Определяем суммарные изгибающие моменты в сечении 1-1 в сечении 2-2 Наиболее опасное сечение 2-2, где расположена шестерня вала. Для изготовления вала выбираем сталь 40Х, термообработка - закалка Т.В.Ч предел прочности ?в 850 МПа. Пределы выносливости при кручении и изгибе ? -1 0,4 0,5 ?в 0,45 850 382,5

МПа 1 0,58 ? -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. ?а М W М 0,1 d3 1257700 0,1 563 71,6 МПа ?а 0,5 Т Wp 0,5 Т 0,2 d3 0,5 795000 0,2 563 11,3 МПа Постоянные составляющие циклов напряжений ?m 0 ?m ?а 11,3 МПа Масштабный коэффициент и фактор качества табл.10.3. и 10.4. 7

Кd 0,69 КF 1,13 Коэффициенты концентрации напряжений табл.10.7. и 10.8. 7 К? 1,62 К? 1,3 Коэффициенты 0,02 2 10-4 ?в 0,02 2 10-4 850 0,19 0,5 0,5 0,19 0,095 Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба определяется по формуле 2.4.2.5. Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения определяется по формуле 2.4.2.6. Коэффициент запаса прочности определяется по формуле 2.4.2.4.

Условие прочности выполняется. 2.4.4. Расчет тихоходного вала. Определяются предварительные размеры вала 7 , показанные на рис.2.4.4.1. d ? 5 6 TТ , 2.4.4.1. dП ? d 2 t , 2.4.4.2. dБП ? dП 3 r , 2.4.4.3. dк dБП 7 мм , 2.4.4.4. где ТТ - крутящий момент на тихоходном валу, Н м t - высота заплечика, мм r - координата фаски подшипника. d ?

5,5 3238,83 81,3 мм dП ? 81,3 2 3,5 88,3 мм dБП ? 88,3 3 3,5 98,8 мм dк 98,8 7 105,8 мм Вычисленные значения округляем в ближайшую сторону до стандартных, ГОСТ 6636-69. d 80 мм dП 90 мм dБП 100 мм dк 105 мм Составляем расчетную схему вала, рис. 2.4.4.2. Положение опор и точки приложения сил определяем приближенно с учетом конструкции промежуточного вала. Определяем основные нагрузки, приводим силы

Ft и Fr к точке на оси вала. Ft4 18596,5 Н Fr4 6769 Н. Крутящий момент на валу Т4 Ft4 d4 2 18596,5 0,0369 2 3431 Н м Определяем реакции опор, используя уравнения статики в плоскости ZY по условию ? МZ2 0 или RZ1 l1 l2 - Fr4 l2 0 RZ1 Fr4 l2 l1 l2 RZ1 6769 0,177 0,177 0,084 2178,5 Н по условию ?

МZ1 0 или - RZ2 l1 l2 Fr4 l1 0 Расчетная схема тихоходного вала. Рис. 2.4.4.2.RZ2 Fr4 l1 l1 l2 RZ2 6769 0,1777 0,177 0,084 4590,5 Н Проверка ? FZ 0, т.е. RZ1 - Fr4 RZ2 0 . 2178,5 - 6769 4590,5 0 - реакции определены правильно. Определяем реакции опор, используя уравнения статики в плоскости ХY по условию ? МХ2 0 или - RХ1 l1 l2 Ft4 l2 0 RХ1

Ft4 l2 l1 l2 RХ1 18596,5 0,084 0,177 0,084 5985,1 Н по условию ? МХ1 0 или RХ2 l1 l2 - Ft4 l1 0 RХ1 Ft4 l1 l1 l2 RХ1 18596,5 0,177 0,177 0,084 12611,4 Н Проверка ? FХ 0, т.е. RХ1 - Fr4 RХ2 0 . 5985,1 - 18596,5 12611,4 0 - реакции определены правильно. Определяем изгибающие моменты в плоскости ZY, сечении 1-1 МZ1 RZ1 l1 2178,5 0,177 385,6 Н м в плоскости ХY, сечении 1-1

МХ1 RХ1 l1 5985,1 0,177 1059,4 Н м Определяем суммарный изгибающий момент в сечении 1-1. Наиболее опасное сечение 1-1, где расположена шестерня вала. Для изготовления вала выбираем сталь 45, термообработка - нормализация, предел прочности ?в 600 МПа. Пределы выносливости при кручении и изгибе ? -1 0,4 0,5 ?в 0,45 600 270 МПа 1 0,58 ? -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 выбираем шпонку при d 80 мм с b 22 мм и t1 9 мм Момент сопротивления кручению для сечения со шпоночным пазом шпонка та же ?а М? W 1127400 44961,8 25,1 МПа ?а 0,5 Т Wp 0,5 3431000 96161,8 17,8 МПа Постоянные составляющие циклов напряжений ?m 0 ?m ?а 17,8 МПа Масштабный коэффициент и фактор качества табл.10.2. и табл.10.3. 7

Кd 0,74 КF 1,02 Коэффициенты концентрации напряжений табл.10.7. и табл.10.8. 7 К? 1,6 К? 1,4 Коэффициенты 0,02 2 10-4 ?в 0,02 2 10-4 600 0,14 0,5 0,5 0,14 0,07 Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба определяется по формуле 2.4.2.5. Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения определяется по формуле 2.4.2.6. Коэффициент запаса прочности определяется по формуле 2.4.2.4.

Условие прочности выполняется. 2.5. Расчет шпоночных соединений. Для передачи крутящего момента от вала к ступице и наоборот, в редукторах используют призматические шпонки. Расчет производится в следующей последовательности по диаметру вала d подбирается ширина шпонки b и высота h, длину ступицы детали принимают по соотношению lст 0,8 1,5 d. Длину шпонки lшп определяют по соотношению lшп lст -

5 10 мм. Окончательно размеры шпонки уточняются по ГОСТ 23360-78. После выбора шпонки выполняется проверочный расчет шпоночного соединения на смятие ?см 4,4 Т 103 d h lp ? ?см , 2.5.1. где Т - крутящий момент на валу, Н м d - диаметр вала, мм h - высота шпонки, мм lp - рабочая длина шпонки lp lшп - b ?см - допускаемое напряжение смятия ?см 120 140 МПа . 1 Расчет шпоночного соединения между двигателем и редуктором d 38

мм . Длину ступицы колеса принимаем lст 1,2 d 1,2 38 46 мм По ГОСТ 23360-78 табл.24.32 7 выбираем шпонку ширина шпонки b 10 мм высота шпонки h 8 мм длина шпонки lшп lст - 5 10 мм 46 - 6 40 мм в соответствии с ГОСТ 23360-78 назначаем lшп 40 мм. Рабочая длина шпонки определяется lр lшп - b 40 - 10 30 мм Выполняем проверочный расчет шпоночного соединения на смятие по формуле 2.5.1. ?см 4,4 128 103 38 8 30 62

МПа ? ?см 120 140 МПа Все детали шпоночного соединения изготовлены из стали, условие прочности выполняется. 2 Расчет шпоночного соединения на промежуточном валу d 56 мм . Длину ступицы колеса принимаем lст 1,2 d 1,2 56 67 мм По ГОСТ 23360-78 табл.24.32 7 выбираем шпонку ширина шпонки b 16 мм высота шпонки h 10 мм длина шпонки lшп lст - 5 10 мм 67 - 5 62 мм в соответствии с ГОСТ 23360-78 назначаем lшп 63 мм.

Рабочая длина шпонки определяется lр lшп - b 63 - 16 47 мм Выполняем проверочный расчет шпоночного соединения на смятие по формуле 2.5.1. ?см 4,4 803 103 56 10 47 134 МПа ? ?см 120 140 МПа Все детали шпоночного соединения изготовлены из стали, условие прочности выполняется. 3 Расчет шпоночного соединения на тихоходном валу d 80 мм . Длину ступицы колеса принимаем lст 1,5 d 1,5 80 130 мм

По ГОСТ 23360-78 табл.24.32 7 выбираем шпонку ширина шпонки b 22 мм высота шпонки h 14 мм длина шпонки lшп lст - 5 10 мм 130 - 5 125 мм в соответствии с ГОСТ 23360-78 назначаем lшп 125 мм. Рабочая длина шпонки определяется lр lшп - b 125 - 22 103 мм Выполняем проверочный расчет шпоночного соединения на смятие по формуле 2.5.1. ?см 4,4 3431 103 80 14 103 134 МПа ? ?см 120 140 МПа Все детали шпоночного соединения изготовлены из стали, условие прочности выполняется.

4 Расчет шпоночного соединения на между тихоходным валом и соединительной муфтой валу d 70 мм . Длину ступицы колеса принимаем lст 1,5 d 1,5 70 105 мм По ГОСТ 23360-78 табл.24.32 7 выбираем шпонку ширина шпонки b 20 мм высота шпонки h 12 мм длина шпонки lшп lст - 5 10 мм 105 - 5 100 мм в соответствии с ГОСТ 23360-78 назначаем lшп 100 мм. Рабочая длина шпонки определяется lр lшп - b 100 -

22 80 мм Выполняем проверочный расчет шпоночного соединения на смятие по формуле 2.5.1. ?см 4,4 3431 103 70 12 80 109 МПа ? ?см 120 140 МПа Все детали шпоночного соединения изготовлены из стали, условие прочности выполняется. 2.6. Подбор подшипников качения. Основным расчетом для подшипников качения при частоте вращения n ? 10 мин -1 является расчет на долговечность. Расчетная долговечность ресурс выражается в часах и определяется по формуле 6 Ln Cr Pэкв m 106 60 n ? Ln , 2.6.1. где n - частота вращения вала , мин -1

Ln - рекомендуемое значение долговечности, ч Ln 10000 ч Pэкв - эквивалентная нагрузка для подшипника, определяется по формуле 6 Pэкв V X FR Y Fa Кб Кт , 2.6.2. где V - коэффициент вращения, V 1 - внутреннее кольцо вращается, V 1,2 - наружное кольцо вращается FR - радиальная нагрузка, определяется по формуле 6

FR Rz2 Rх2 , 2.6.3. где Rz и Rх - реакции опор. Fa - осевая сила Х и Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок 9 Кб - коэффициент безопасности Кб 1,3 1,5 Кт - температурный коэффициент, при t ? 100 Кт 1 m - коэффициент тела качения, m 3 - для шариков m 10 3 - для роликов. Cr - динамическая грузоподъемность подшипника. 1 Подбор подшипников для быстроходного вала.

Реакции опор определяются по формуле 2.6.3. Рис. 2.6.1. FR1 Rz12 Rх12 856,7 2 2561,3 2 2700,8 Н FR2 Rz22 Rх22 570,3 2 1280,7 2 1402 Н Назначаем 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 756,9 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 формуле 2.6.2. Pэкв1 1 1 2700,8 0 756,9 1,4 1 3781 Н Опора 2. Fa2 0 х 1 у 0. Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 2.6.2.

Pэкв2 1 1 1402 0 0 1,4 1 1962,8 Н Pэкв1 Pэкв2 , наиболее нагружен подшипник опоры 1. Определяем ресурс подшипника в часах 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 формуле 2.6.3. Рис. 2.6.2.

FR1 Rz12 Rх12 2609,2 2 8546,4 2 8935,8 Н FR2 Rz22 Rх22 5586,8 2 13892,1 2 14973,4 Н Назначаем 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 Выбираем по табл. 10. 9 при Fa1 V FR1 е х 1, y 0. Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 2.6.2. Pэкв1 1 1 8935,8 0 756,9 1,4 1 12510 Н Опора 2. Fa2 0 х 1 у 0. Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 2.6.2. Pэкв2 1 1 14973,4 0 0 1,4 1 20962,8 Н Pэкв2 Pэкв1 , 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 Условие расчета выполняется. 3 Подбор подшипников для тихоходного вала. Реакции опор FR1 и FR2 определяются по формуле 2.6.3. Рис. 2.6.3. FR1 Rz12 Rх12 2178,5 2 5985,1 2 6369,2

Н FR2 Rz22 Rх22 4590,5 2 12611,4 2 13420,9 Н Назначаем подшипник шариковый радиальный табл.10. 9 116. Геометрические 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 формуле 2.6.2. Pэкв1 1 1 6369,2 0 0 1,4 1 8916,9 Н Опора 2. Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 2.6.2.

Pэкв2 1 1 13420,9 0 0 1,4 1 18789,3 Н Pэкв2 Pэкв1 , 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. Подбор стандартных муфт. В приводах машин для соединения валов и компенсации их смещений, возникающих в результате неточности

изготовления и монтажа используют жесткие или упругие компенсирующие муфты. Типоразмер муфты выбирается по диаметру вала и величине расчетного крутящего момента 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 Муфта соединяющая вал двигателя с быстроходным валом редуктора.

Тном 125,44 Н м К 1,2 Расчетный крутящий момент Тр К Тном 1,2 125,44 150,5 Н м Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую табл. 13.2 6 , ГОСТ 21424-75. Характеристика d 38 мм Т 250 Н м n 3800 мин -1. 2 Муфта соединяющая тихоходный вал с барабаном. Тном 3431 Н м К 1,2 Расчетный крутящий момент Тр К

Тном 1,2 3431 3920 Н м Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую лист 261 17 , ГОСТ 21424-75. Характеристика d 85 мм Т 4000 Н м n 1800 мин -1. 2.8. Выбор и расчет тормоза. По правилам госгортехнадзора тормоз подбирается из каталога по статическому крутящему моменту, создаваемому грузом на тормозном валу, который определяется по формуле 1 Мторм Кт М?ст , 2.8.1. где Кт - коэффициент запаса торможения

Кт 1,5 для режима работы - легкий М?ст - статический момент при торможении, Н м. Статический момент при торможении определяется по формуле 1 М?ст Sмакс Dб ?м uм , 2.8.2. где Sмакс - максимальное расчетное усилие в ветви каната, Н Dб - диаметр барабана, м ?м - общий КПД механизма uм - передаточное число механизма. М?ст 20162 0,24 0,8 63,2 61,25 Н м Мторм 1,5 61,25 91,9

Н м По каталогу табл. 12П. 2 выбираем тормоз ТКТ-200 с короткоходовым электромагнитом 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 по ГОСТ 1198-78 , тормозной шкив - стальное литье. Определяется необходимая сила трения между колодкой и шкивом по формуле 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 определяется по формуле 1 N Fтр f , 2.8.4. где f - коэффициент трения f 0,35 0,40 по табл.8. 1 . N 459,5 0,37 1241,9 Н Проверяем колодки на удельное давление по условию 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 обхвата колодки, м. Длина дуги колодки при угле обхвата тормозного шкива колодкой ? 700 составляет 1 Lк ? Dт ? 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 меньше 0,3 МПа - допускаемого значения для выбранных материалов. Проверяем колодки на нагрев по удельной мощности трения по формуле 1

А р vр f ? А , 2.8.7. где А - допускаемая удельная мощность трения А 1,5 2,0 МН м с vр - расчетная скорость на ободе шкива, м с. vр с0 v, 2.8.8. где с0 1,1 1,2 - коэффициент безопасности при спуске груза v - окружная скорость на ободе шкива, м с. v ? Dт nдв 60, 2.8.9. где nдв - частота вращения двигателя, мин -1. v 3,14 0,2 670 60 7 м с vр 1,15 7 8,05 м с А 0,11 8,05 0,37 0,3 МН м с ? А 1,5 2,0 МН м с

Расчет рабочей пружины тормоза. Рабочее усилие в главной пружине с учетом действия якоря магнита и вспомогательной пружины определяется по формуле 1 Fгл N a1 a2 Mяк 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 - усилие вспомогательной пружины,

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 Fгл К0 , 2.8.11. где К0 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 формуле 1 где с D dпр - индекс пружины круглого сечения D - средний диаметр пружины, мм К - коэффициент, зависящий от формы сечения и кривизны витка пружины, выбирается в зависимости от индекса пружины с допускаемые напряжения на кручение, для материала пружин из стали 60С2А составляют ? 400 МПа, для пружин 1 класса соударение витков отсутствует. Принимаем индекс пружины с 6, тогда К 1,24 1 . Из ряда диаметров по

ГОСТ 13768-68 на параметры витков пружин принимаем dпр 6,5 мм. Средний диаметр пружины D с dпр 6 6,5 39 мм. Обозначение пружины 60С2А-Н-П-ГН-6,5 ГОСТ 14963-69. Жесткость пружины определяется по формуле 1 Z G dпр4 8 D3 n , 2.8.13. где G - модуль сдвига для стали G 8 104 МПа n - число рабочих витков. Для определения числа рабочих витков задаемся длиной

Нd и шагом рd пружины в рабочем сжатом состоянии Нd 0,4 0,5 Dт 0,45 200 90 мм рd 1,2 1,3 dпр 1,2 6,5 7,8 мм Число рабочих витков определяем по формуле 1 n Hd - dпр рd 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 Н0 Нd 1,1 1,2 Fp Z 2.8.15. Н0 90 1,15 883,6 27,4 127 мм

Сжатие пружины при установке ее на тормозе Н0 - Нd 127 - 90 37 мм Наибольшее напряжение в проектируемой пружине определяется по формуле 1 ?макс 8 D Fмакс К ? dпр3 , 2.8.16. где Fмакс - максимальное усилие в пружине при ее дополнительном сжатии, Н. Fмакс Fгл Z h, 2.8.17. где h - дополнительное сжатие пружины, равное ходу штока тормоза. h ? е , 2.8.18. где угол поворота якоря электромагнита для электромагнита

МО-200Б ? 5,50 табл. 13П. 2 5,5 2 ? 360 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 Определяем наибольшее напряжение в пружине по формуле 2.8.16. ?макс 8 39 784,9 1,24 3,14 6,53 352 МПа 400 МПа Отход колодок от шкива определяем по формуле 1 ? а1 2 а2 h , 2.8.19. где h - ход штока тормоза а1 и а2 - плечи рычагов тормоза, мм 135 2 205 3,84 0,85 мм Отход колодок от тормоза регулируется в пределах от 0,5 до 0,8 мм.

Проверочный расчет электромагнита. Работа электромагнита Wэм тормоза должна быть больше работы растормаживания Wр . Работа электромагнита тормоза определяется по формуле 1 Wэм Мэм 2.8.20. где Мэм - рабочий момент якоря магнита Мэм 40 Н м из табл. 13П. 2 угол поворота якоря, рад.

Wэм 40 0,096 3,84 Н м Работа растормаживания колодок определяется по формуле 1 Wр 2 N ? 0,9 2.8.21. где ? 0,95 - КПД рычажной системы тормоза. Wр 2 1241,9 0,8 0,9 0,95 103 2,3 Н м Wэм Wр , следовательно электромагнит подходит. 2.9. Расчет механизма подъема в период неустановившегося движения. В пусковой период суммарный момент определяется по формуле 5

Мпуск Мст Мд.п. Мд.в 2.9.1. где Мст - статические момент, необходимый для преодоления веса груза и сопротивлений сил трения в звеньях механизма, Н м Мд.п динамический момент, необходимый для преодоления сил инерции поступательно движущихся масс груза и подвески, Н м Мд.в динамический момент, необходимый для преодоления сил инерции вращающихся масс механизма, Н м. Статический момент на валу электродвигателя определяется по формуле 5

Мст Мст.б. uо ?пр , 2.9.2. где Мст.б статический момент на барабане, Н м uо - общее передаточное число механизма подъема груза ?пр - КПД привода ?пр 0,8 . Статический момент на барабане определяется по формуле 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 Динамический момент сил инерции поступательно движущихся масс определяется

по формуле 5 где ?о - общий КПД tпуск - время пуска, с. Время пуска определяется по формуле 5 где ?GD12 - сумма маховых моментов масс вращающихся на первом валу механизма, кг м2 ?GD12 GD2рот GD2муф , где GD2рот - маховый момент ротора двигателя у нашего двигателя GD2рот 1,1 кг м2 GD2муф - маховый момент тормозной муфты у нашей муфты GD2муф 0,44 кг м2 . Средний пусковой момент двигателя

Мдв.пуск.ср. определяется по формуле 5 Мдв.пуск.ср. 1,5 1,6 9560 Nдв rдв 2.9.6. Мдв.пуск.ср. 1,6 9560 9 670 205,5 Н м Определяем время пуска по формуле 2.9.5. Время пуска получилось несколько меньше рекомендуемого tпуск 1 2 с, т.е. электродвигатель был выбран с некоторым запасом мощности. Определяем динамический момент сил инерции поступательно движущихся масс по формуле 2.9.4.

Динамический момент сил инерции вращающихся масс определяется по формуле 5 Определяется суммарный момент в пусковой период по формуле 2.9.1. Мпуск 47,85 12,6 62,1 122,55 Н м В тормозной период суммарный момент определяется по формуле 5 Мторм М?ст М?д.п. М?д.в 2.9.8. где М?ст - статический момент на валу тормоза от груза, Н м М?д.п динамический момент на валу тормоза для поглощения момента от сил инерции поступательно движущихся

масс груза с подвеской, Н м М?д.в динамический момент на валу тормоза, необходимый для поглощения момента от сил инерции вращательного движения частей механизма при опускании груза, Н м. Статический момент на валу тормоза от груза определяется по формуле 5 Динамический момент на валу тормоза для поглощения момента от сил инерции поступательно движущихся масс определяется по формуле 5 где tторм - время торможения.

Время торможения определяется по формуле 5 tторм 120 Sторм vгр , 2.9.11. где Sторм - величина тормозного пути, м vгр - скорость подъема груза, м мин. По табл. 2.1. 5 выбираем для режима работы - легкий Sторм vгр 120. tторм 120 vгр 120 vгр 1 с Динамический момент на валу тормоза, необходимый для поглощения момента от сил инерции вращательного движения частей механизма при опускании груза определяется по формуле 5

Определяется суммарный момент в тормозной период по формуле 2.9.8. Мторм 60,8 4 31,1 65,9 Н м 3. Расчет и проектирование механизма поворота крана. 3.1. Выбор веса крана и определение веса противовеса. Противовес в полноповоротных кранах на колонне применяют для уменьшения момента, изгибающего колонну, и уменьшения горизонтальной силы, определяющей опорную нагрузку.

Противовес устанавливают на поворотной части крана. Вес противовеса выбирают таким, чтобы при полной нагрузке крана на крюке колонна крана работала приблизительно на половину грузового момента в сторону груза, а при порожнем состоянии крана - на половину грузового момента в сторону противовеса. Определим составляющие веса металлоконструкции рис. 3.1.1. 1 Вес стрелы, плечо стрелы 4 кН м Gстр Кстр

L ? L lстр 0,6 L , 3.1.1. где L - вылет стрелы, м. Gстр 2,5 кН lстр 0,6 2,5 1,5 м 2 Вес механизма подъема, плечо кН м 4 Gпод 0,2 Q g lпод 0,3 L , 3.1.2. где Q - грузоподъемность крана, т. Gпод 0,2 8 9,8 15,68 кН lпод 0,3 2,5 0,75 м 3 Вес механизма поворота, плечо кН м 4 Gпов 0,1 Q g lпов 0,2 L , 3.1.3. Gпов 0,1 8 9,8 7,84 кН lпов 0,2 2,5 0,5 м 4

Вес платформы крана, плечо кН м 4 Gпл 1,2 Gпод Gпов lпл 0,2 L 3.1.4. Gпл 1,2 15,68 7,84 28,2 кН lпл 0,2 2,5 0,5 м Расчетная схема крана. Рис. 3.1.2. 1 - электродвигатель 2 - муфта 3 - червячная передача 4 - открытая зубчатая передача 5 - колонна. 5 Плечо центра тяжести противовеса м 4 lпр 0,4 L 3.1.5. lпр 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 lпр Gпод lпод Gпл lпл Gпов lпов Gстр lстр 0,5 Q L g Поэтому формула для расчета веса противовеса будет иметь вид 4 Gпр 0,5 Q L g Gстр lстр - Gпод lпод Gпл lпл Gпов lпов lпр 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.

Расчет опорных нагрузок и опорно-поворотных 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 Расчетная высота колонны - расстояние h, м между верхней и нижней опорами колонны ее выбирают из условия 4 h min 3 0,5 L 3.2.2. h 0,5 2,5 1,25 м Горизонтальная реакция Н, кН в верхней и нижней опорах крана составляет 4 Н Q L g Gстр lстр - Gпр lпр - Gпл lпл - Gпод lпод -

Gпов lпов 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 определяют по формуле 4 где ?u к - допускаемое напряжение на изгиб для материала колонны для сталей марок Ст4 и Ст5 ?u к 110 МПа. Верхнюю траверсу крана рис. 3.2.1. с гнездом для подшипников колонны изготовляют кованной из стали марки

Ст4 или Ст5. Ориентировочную длину траверсы lтр , мм определяем по эмпирической формуле 4 lтр 150 L 3.2.5. Верхняя траверса полноповоротного крана. Рис. 3.2.2. lтр 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 принимают по условию 4 где ?из - 110 МПа - допускаемое напряжение на изгиб для стали марки Ст5. Полученный диаметр округляем до ближайшей 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 металлоконструкции, на которые они опираются, по условию 4 где толщина листа для установки

траверсы ? 20 25 мм ?см - 140 МПа - допускаемое напряжение смятия для стали марки Ст5. Условие на смятие выполняется. Толщину стенки поперечного сечения траверсы а, мм принимаем равной а 0,4 0,6 dш.тр. 0,5 56 28 мм. Находим размеры опасного сечения верхней траверсы крана, для этого принимаем колонну на подшипниках качения. Для верхнего опорного узла рис. .3.2.1. в зависимости от расчетной вертикальной силы, равной 1,25 V, подбираем упорный подшипник средней серии по условию 1,25

V ? С0 . 1,25 V 1,25 204,6 255,75 кН По табл.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 С0 292 кН динамическая грузоподъемность С 133 кН. Величину внутреннего диаметра dрад , мм радиального самоустанавливающего подшипника определяют по соотношению 4 dрад dуп 15 20 ,

3.2.9. где dуп - диаметр внутренний упорного подшипника, мм. dрад 70 15 85 мм Затем по условию 1,25 Н ? С0 подбираем шариковый или роликовый двухрядный сферический подшипник для восприятия горизонтальной нагрузки. 1,25 Н 1,25 78,4 98 кН По табл.4. 4 выбираем роликоподшипник радиальный сферический двухрядный 3517 ГОСТ 5721-75 , так как он удовлетворяет нашему условию.

Размеры подшипника d 85 мм D 150 мм В 36 мм статическая грузоподъемность С0 133 кН динамическая грузоподъемность С 108 кН. Размеры опасного поперечного сечения траверсы рис. 3.2.3. при этом составляют диаметр отверстия в траверсе Dотв Dрад , ширина опасного сечения bтр Dотв 2 а, высота траверсы hтр 1,5 Dрад . Dотв Dрад 150 мм bтр Dотв 2 а 150 2 28 206 мм hтр 1,5

Dрад 1,5 150 240 мм Расчет траверсы на прочность. Траверсу крана рассчитывают на изгиб от сил V и Н в опасном сечении рис. 3.2.3 Изгибающие моменты Миз , Н мм в опасном сечении, т.е. посередине траверсы, определяют по формулам момент в вертикальной плоскости 4 Миз.в. 103 V lтр aш.тр. 4 3.2.10. момент в горизонтальной плоскости 4 Миз.г. 103 Н lтр 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 поперечного сечения траверсы. Рис. 3.2.3. Пренебрегая в запас надежности расчета площадью средней частью bтр - 2 а поперечного сечения, получаем для него значения моментов сопротивления W, мм относительно горизонтальной центральной оси Х-Х 4 Wх а hтр2 3 3.2.12. относительно вертикальной центральной оси

Y-Y 4 Wy a 4 а2 - 6 a - bтр 3 bтр2 hтр 3 bтр 3.2.13. Wх 28 2402 3 537600 мм3 Wy 28 4 282 - 6 28 - 206 3 2062 240 3 206 1042100 мм3 Максимальное напряжение от изгиба в опасном сечении траверсы не должно превышать допускаемого, т.е. должно выполняться условие 4 ?из Миз.в. Wх Миз.г. Wу ? ?из 3.2.14. ?из 19948500 537600 7644000 1042100 44 МПа ? ?из 110 МПа Нижний опорный узел полноповоротного крана.

Нижняя опора крана рис. 3.2.2. состоит из группы роликов, укрепленных на поворотной части крана и имеющих цилиндрическую или бочкообразную форму. Для регулирования зазоров ролики ставят на эксцентричные поворотные втулки. Колонна в месте обкатки роликов имеет 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 соотношению 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 l0 ? dр 115 мм. Угол между работающими в паре роликами ?1 50 600, принимаем ?1 600. Радиус рабочей контактной поверхности роликов 4 r 2,0 2,5 dр 3.2.17. r 2 115 230 мм

Ширина рабочей части ролика определяется по формуле 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 расчета на изгиб. На рис. 3.2.2. видно, что cos ?1 2 Н 2 N , откуда сила, передаваемая каждым из роликов на колонну определяется по формуле 4 N 103 Н 2 cos ?1 2 3.2.19. N 103 78,4 2 cos 60 2 45264 Н Ось ролика рассматривают как балку на двух опорах, нагруженную равномерно распределенной по длине

N. Принимают l1 l0 - 12 мм 115 - 12 103 мм при толщине листа ?1 12 мм , тогда изгибающий ось ролика момент будет определяться по формуле 4 Миз N 2 l0 2 - l1 2 3.2.20. Миз 45264 2 115 2 - 103 2 718566 Н мм Диаметр оси ролика определяется по формуле 4 где ?из 140 МПа - допускаемое напряжение для стали марки 45. Проверяем ось ролика на удельное давление по условию 4 q N d0 l1 ? q , 3.2.22. где q 12 МПа - допускаемое удельное давление с учетом малых скоростей скольжения.

q 45264 37 103 11,9 МПа ? q 12 МПа Условие выполняется. Для приближенных расчетов рабочей поверхности роликов можно применить расчет по среднему условному давлению между роликом и колонной 4 р N dр bр ? 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 ? р 13 МПа Прочность рабочих поверхностей ролика и обода колонны проверяют

на эффективные напряжения смятия ?эф , МПа , которые при точечном контакте и расчете по методу профессора В.С. Ковальского должны отвечать условию 4 где К коэффициент зависящий от вылета стрелы, определяется по формуле 4 где - отношение вылетов стрелы, причем в числителе - меньший, а в знаменателе - больший из радиусов 0,5 D0 0,5 230 0,115 м и r 0,23 м. Кf - коэффициент, учитывающий влияние силы трения для режима работы - легкий Кf 1,0 Е - приведенный модуль упругости для стали

Е 0,211 МПа F 1,1 N 1,1 45264 49790 Н - приведенная расчетная нагрузка ?эф - допускаемые эффективные напряжения, для стали марки 45 ?эф 690 МПа. Определяем эффективные напряжения смятия по формуле 3.2.24. Условие на эффективные напряжения выполняется. 3.3. Расчет моментов сопротивления вращению в опорно-поворотных узлах крана. 3.3.1. Моменты сопротивления от сил трения. При установке опор колонны на подшипники качения рис.

3.2.1. момент от сил трения в радиальном подшипнике от силы Н составляет 4 Мтр.рад. Fтр.рад. r1 f? H dрад 2 , 3.3.1.1. где f? 0,02 0,03 - приведенный к цапфе коэффициент трения в подшипнике качения dрад - внутренний диаметр радиального подшипника, 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? V dуп 2 ,

3.3.1.2. где dуп - внутренний диаметр 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 опоре определяется по формуле 4 где fк - коэффициент трения качения ролика по колонне fк 1 мм f - коэффициент трения оси

ролика f 0,08 0,10 . Общий момент сопротивления вращению от сил трения 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. Максимальный момент от сил ветра определяется по формуле 4 Мв.max рв Агр L Астр ?стр lв.стр рв Акр ?кр lв.кр 3.3.2.1. где рв - динамическое давление ветра при

скорости ветра 15 м с его принимают равным 160 Па Агр - наветренная площадь груза по табл. 5. 4 Агр 9 м2 Акр - наветренная площадь со стороны противовеса, м2 Астр - наветренная площадь со стороны груза, м2 ?стр - коэффициент сплошности стрелы ?стр 0,6 ?кр - коэффициент сплошности, учитывающий пустоты фермы lв.стр расстояние от центра давления ветра на стрелу до оси вращения крана, м, принимают lв.стр. 0,6 L lв.кр расстояние от центра давления ветра на кран

со стороны противовеса до оси вращения крана, м. При монтаже противовеса из железобетонных плит с основанием 2500?800 мм и удельном весе железобетона 23,55 кН м3 для поворотного крана с противовесом составляющую Акр ?кр lв.кр. можно определить по эмпирической формуле 4 Акр ?кр lв.кр. 0,045 Gпр lпр 3.3.2.2. Наветренную площадь стрелы Астр , м с учетом имеющихся в стреле двух плоскостей ферм, расположенных друг от друга на расстоянии,

равном высоте фермы стрелы h, можно рассчитать по формуле 4 Астр 1,5 Lстр h , 3.3.2.3. где Lстр - длина стрелы крана, м h - высота фермы, м принимаем h 0,05 0,10 Lстр . Длина стрелы крана определяется по формуле 4 Lстр L - 0,6 cos 3.3.2.4. где 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 Мв.max рв Агр L 1,5 Lстр h ?стр 0,6 L - рв 0,045 Gпр lпр 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 от ветровой нагрузки следует принимать по формуле 4 Мв.ск ? 0,7 Мв.max 3.3.2.5. Мв.ск 0,7 3120,6 2184,4

Н м 3.4. Выбор электродвигателя. 3.4.1. Расчет необходимой мощности двигателя. Статическая мощность двигателя определяется по формуле 4 Nдв Мст ? ?кр.пов Е wкр 1000 ? ?м , 3.4.1.1. где Мст - статический момент сопротивления повороту при разгоне, Н м Мст Мтр Мв.max 3.4.1.2 коэффициент, учитывающий инерцию быстро вращающихся частей механизма ? 1,2 1,4 ?кр.пов - момент инерции медленно поворачивающихся масс крана, кг м2 определяется по формуле 4

?кр.пов 103 g Q L2 Gкр lкр2 Gстр lстр2 Gпр lпр2 g , 3.4.1.3. где Gкр - вес металлоконструкции, кН lкр - плечо центра тяжести металлоконструкции крана относительно оси поворота. Е - ускорение при разгоне, с -2 определяется по формуле 4 Е nкр 9,55 tразг , 3.4.1.4. где nкр - частота вращения поворота крана nкр 2 об мин tразг - время разгона пуска механизма, с для механизма поворота определяется по формуле 4 tразг 60 nкр ,

3.4.1.5. где рекомендуемый нормами Госгортехнадзора угол поворота стрелы крана с неизменяемым вылетом во время разгона, рад для режима работы - легкий 12. wкр - угловая скорость вращения крана, с -1 определяется по формуле 4 wкр ? nкр 30 3.4.1.6 среднепусковая кратность перегрузки двигателей с фазовым ротором типа MTF и MTH ? 1,5 1,6 ?м - КПД привода поворота ?м ? 0,7 при наличии в механизме редуктора и пары цилиндрических зубчатых колес. Определяем 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 относительно сои поворота определяется по формуле 4 lкр 0,3 L 3.4.1.8. lкр 0,3 2,5 0,75 м Определяем момент инерции медленно поворачивающихся масс крана по формуле 3.4.1.3. ?кр.пов 103 9,8 8 2,52 54,2 0,752 2,5 1,52 72 12 9,8 61032 кг м2

Определяем время разгона пуска механизма по формуле 3.4.1.5. tразг 60 ? 12 ? 2 60 3,14 12 3,14 2 2,5 с Определяем ускорение при разгоне по формуле 3.4.1.4. Е 2 9,55 2,5 0,08 с -2 Определяем угловую скорость вращения крана по формуле 3.4.1.6. wкр 3,14 2 30 0,2 с -1 Определяем 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

Двигатель выбираем по табл. 6П. 2 по условию Nдв ? Nдв.каталога . Выбираем двигатель MTF 011-6 N 2 кВт n 800 об мин маховый момент ротора GDр2 0,085 кг м2. 3.4.2. Проверка работы двигателя в период пуска. Время разгона для механизма поворота определяется по формуле 5 где uм - общее передаточное число привода механизма поворота Мдв.пус.ср средний пусковой момент электродвигателя,

Н м ?G1D12 - сумма маховых моментов масс ротора электродвигателя и тормозной муфты, кг м2. Передаточное число механизма поворота определяется по формуле 4 uм n1 nкр , 3.4.2.2. где n1 - частота вращения электродвигателя, об мин. uм 800 2 400 об мин Средний пусковой момент электродвигателя определяется 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 GDмуф2 0,2 0,4 GDр2 . GDмуф2 0,3 0,085 0,0255 кг м2 Определяем время разгона для механизма поворота по формуле 3.4.2.1. Проверка удовлетворяет условиям пуска. Касательное ускорение головки стрелы крана и груза в период разгона должно отвечать условию 4 а vстр tразг 2 ? L nкр 60 tразг ? a 0,3 0,7 м с2 ,

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 с2 ? a 0,3 0,7 м с2 Условие выполняется. 3.5. Составление кинематической схемы. 3.5.1. Определение общего передаточного числа механизма. Общее передаточное число привода механизма 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 Передаточное число разбиваем на две ступени 1-я ступень - червячный редуктор с горизонтальным червячным колесом и встроенной муфтой предельного момента 2-я ступень - открытая зубчатая передача. Принимаем передаточное число редуктора uред 40 две зубчатые открытые передачи, у которых uо.п.1 2 uо.п.2 5. uм uред uо.п. 3.5.1.2. uм 40 2 5 400 об мин 3.5.2.

Расчет эквивалентных моментов на валах. Угол поворота крана за время пуска механизма определяется по формуле 4 ?0пуск 360 nкр tпуск 120 , 3.5.2.1. где nкр - частота вращения крана, об мин tпуск - время пуска, с. ?0пуск 360 2 8 120 480 Время торможения крана определяется по формуле 4 tторм 2 ? wкр 60 nкр , 3.5.2.2. где допускаемый угол торможения для кранов для режима работы - легкий ? 150 ? 12 10 . tторм 60 3,14 12 3,14 2 2,5 с Угол поворота крана при установившемся движении определяется

по формуле 4 ?0уст 1800 - ?0пуск ?0торм , 3.5.2.3. где 1800 - угол поворота крана за время одного цикла. ?0уст 1800 - 48 15 1170 Время поворота крана при установившемся движении определяется по формуле 4 tуст 60 ?0уст 360 nкр 3.5.2.4. tуст 60 117 360 2 9,75 с Полное время поворота на 1800 цикла определяется по формуле 4 Тц tразг tуст tторм 3.5.2.5. Тц 8 9,75 2,5 20,25 с

Доли времени работы передач механизма по периодам от времени цикла определяются по формулам 4 ?1 tпуск Тц ?2 tуст Тц ?3 tторм Тц 3.5.2.6. ?1 8 20,25 0,395 ?2 9,75 20,25 0,481 ?3 2,5 20,25 0,123 Момент, действующий на зубчатое колесо, неподвижно закрепленное на колонне, в период пуска определяется по формуле 4 Мк.пуск Мдв.пуск.ср. uм ?м 3.5.2.7. Мк.пуск 37 400 0,7 10360 Н м Момент, действующий на колесо в период установившегося 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 торможения определяется по формуле 4 Мк.торм М?ин Мв.max - Мтр , 3.5.2.9. где М?ин - момент сил инерции на оси поворота крана при торможении. Момент сил инерции на оси поворота крана при торможении определяется по формуле 4 где ?1 - коэффициент, учитывающий инерцию медленно вращающихся частей механизма поворота ?1 1,1 1,2 ?1 ?рот ?муф - момент

инерции ротора двигателя и муфты, кг м2 до подбора муфты можно принимать ?1 1,4 2,0 ?рот . Момент инерции ротора берем из справочника 16 . ?рот 0,021 кг м2 Момент инерции ротора двигателя и муфты будет равен ?1 1,7 0,021 0,0357 кг м2 Определяем 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 Эквивалентный момент на зубчатом колесе с допустимой погрешностью определяется по формуле 4 Мк.экв ?1 М3к.пуск ?2 М3к.уст ?3 М3к.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 последней открытой передачи определяется по формуле 4 Мш.экв Мк.экв uо.п. ?о.п 3.5.2.12. где ?о.п КПД открытой зубчатой передачи ?о.п.

0,95 . Мш.экв 7983,7 10 0,95 840,4 Н м Эквивалентный момент на червяке определяется по формуле 4 Мч.экв Мк.экв uм ?м 3.5.2.13. Мч.экв 7983,7 400 0,7 28,5 Н м 3.5.3. Выбор червячного редуктора. В механизме поворота крана за расчетную рабочую нагрузку принимают эквивалентный момент на червяке Мч.экв , Н м . Расчетная мощность на быстроходном 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 Nрасч ? Nред. табл n1 nвл , 3.5.3.2. где nвл - частота вращения червяка, об мин n1 - частота вращения ротора электродвигателя, об мин К - коэффициент, принимаемый в зависимости от режима работы при режиме работы - легкий К 0,40 4 . По табл. 6. 4 выбираем Чог-125. Техническая характеристика nвл 1000 об мин Nред 2,8 кВт ?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 ? 2,8 800 1000 0,96 ? 2,24 Этот редуктор нас удовлетворяет. 3.5.4. Расчет открытой зубчатой передачи. Расчет открытой зубчатой передачи производится по той же методике, что и при механизме подъема груза. uо.п. 10 - передаточное число открытой зубчатой передачи.

1 Назначаем материал для шестерни выбираем сталь марки 35ХГСЛ улучшение, HB1 220 , для колеса - сталь марки 35ГЛ улучшение, HB1 190 . 2 Определяем модуль зацепления из условия прочности зубьев на изгиб по формуле 2.3.1. Z1 20 - число зубьев шестерни . Для этого определим сначала допускаемое напряжение на изгиб по формуле 2.3.3. Средняя твердость НВ 190 220 2 205. Предел выносливости зубьев при изгибе для выбранной марки стали

?Flim b 1,8 НВ 1,8 205 369 Мпа. Допускаемое напряжение на изгиб будет равно ?F 369 1 1 2 199,5 МПа Определяем модуль зацепления По СТ СЭВ310-76 полученное значение модуля зацепления округляем до ближайшего стандартного значения по табл. 8. 4 m 7 мм. 3 Расчет геометрических размеров шестерни и колеса. Делительные диаметры определяются по формулам 2.3.4. d1 m z1 7 20 140 мм d2 m z2 m z1 uо.п.

7 20 10 1400 мм Диаметры вершин зубьев определяются по формулам 2.3.5. dа1 d1 2 m 140 2 7 157 мм dа2 d2 2 m 1400 2 7 1414 мм Диаметры впадин зубьев определяются по формулам 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 ?bd d1 0,5 140 70 мм b1 b2 2 5 70 4 74 мм Межосевое расстояние определяется по формуле 2.3.8. аw 0,5 d1 d2 0,5 140 1400 770 мм 4

Определяем окружную скорость по формуле 2.3.9. v ? d1 nш 60 1000 3,14 140 800 60 1000 5,9 м с Назначаем 8-ю степень точности изготовления. 5 Проверочный расчет на изгибочную прочность у основания зубьев шестерни выполняем по условию 2.3.10 где КFV 1,58 по табл.2.7. 7 Условие на изгибную прочность выполняется. 6 Определяем внутренние диаметры ступиц 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 dв1 1,6 65 104 мм для колеса dст 1,6 dв2 1,6 138 221 мм Длина ступиц определяется по формуле 2.3.14. для шестерни lст 1,2 dв1 1,2 65 78 мм для колеса lст 1,2 dв2 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 колеса определяется по формуле 2.3.16. С 3 m 3 7 21 мм 3.6. Подбор соединительной и предохранительной муфт.

После начала торможения кран мгновенно остановиться не может. В этом случае должно срабатывать предохранительное устройство - иначе произойдет поломка механизма. В качестве предохранительного устройства применяют муфту предельного момента фрикционного типа. Расчетный момент предохранительной фрикционной муфты определяется по формуле 4 Ммуф.фр. 1,2 Мпуск uред ?ред , 3.6.1. где 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 Расчетный момент для выбора соединительной муфты между двигателем и редуктором определяется по формуле 4 Ммуф.с. К1 К2 Мст ?м uм , 3.6.2. где К1 - коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма определяется по табл. 9. 4 при режиме работы - легкий К1 1,4 К2 - коэффициент, учитывающий режим работы механизма, определяется по табл.

9. 4 при режиме работы - легкий К2 1,1 Мст - статический момент, приведенный к валу двигателя, Н м определяется по формуле 4 Мст Мтр Мв.ск uм ?м , 3.6.3. Мст 983,8 2184,8 400 0,7 11,3 Н м По формуле 3.6.2. расчетный момент соединительной муфты будет равен Ммуф.с. 1,4 1,1 11,3 0,7 400 0,03 Н м По табл. 11П. 2 выбираем втулочно-пальцевую муфту с тормозным шкивом.

Техническая характеристика крутящий момент не более 2000 Н м маховый момент GD2муф 2,05 кг м2 диаметр тормозного шкива Dт 300 мм ширина тормозного шкива Вт 145 мм. 3.7. Выбор тормоза и его расчет. Тормоз в механизме поворота служит для гашения сил инерции вращающихся масс крана, а также момента от ветровой нагрузки. Силы трения в опорах способствуют торможению.

Тормозной момент определяется по формуле 5 По табл.12П. 2 выбираем двухколодочный пружинный тормоз типа ТКТ-300 200 с короткоходовым электромагнитом МО-200Б. Табличный момент этого тормоза равен 240 Н м при ПВ - 40 , у нас же ПВ . Тормозную ленту для обкладок выбираем типа А по ГОСТ 1198-78 , тормозной шкив - стальное литье.

Техническая характеристика Dт 300 мм Вт 145 мм а1 190 мм а2 430 мм Вк 140 мм Мя 3,6 Н м е 40 мм ? 5,50 Мэм 40 Н м. Производим расчет тормоза по той же методике, что и в механизме подъема груза. Определяем силу трения между колодкой и шкивом по формуле 2.8.3. Fторм Мторм Dт 111 0,3 370 Н Определяем усилие прижатия колодки к тормозному шкиву по формуле 2.8.4. N Fтр f 370 0,37 1000 Н Определяем длину дуги колодки при угле обхвата тормозного шкива колодкой ?

700 по формуле 2.8.6. Lк ? Dт ? 360 3,14 0,3 70 360 0,183 м Проверяем колодки на удельное давление по условию 2.8.5. р N Bк Lк 1000 0,14 0,183 39032 Па 0,04 МПа, что меньше 0,3 МПа - допускаемого значения для выбранных материалов. Определяем окружную скорость на ободе шкива по формуле 2.8.9. v ?

Dт nдв 60 3,14 0,3 800 60 12,56 м с Определяем расчетную скорость на ободе шкива по формуле 2.8.8. vр с0 v 1,15 12,56 14,4 м с Проверка колодки на нагрев по удельной мощности трения по формуле 2.8.7. А p vр f 0,4 14,4 0,37 0,2 МН м с ? А 1,5 2,0 МН м с Расчет рабочей пружины тормоза. Рабочее усилие в главной пружине определяется по формуле 2.8.10. Fгл N a1 a2 Mяк 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 дополнительного сжатия по формуле 2.8.11. Fр Fгл К0 571,9 1,3 743,5 Н Определяем диаметр проволоки для главной пружины из расчета на деформацию кручения по формуле 2.8.12. Из ряда диаметров по ГОСТ 13768-68 на параметры витков пружин принимаем dпр 6 мм. Средний диаметр пружины D с dпр 6 6 36 мм. Обозначение пружины 60С2А-Н-П-ГН-6,0 ГОСТ 14963-69.

Для определения числа рабочих витков задаемся длиной Нd и шагом рd пружины в рабочем сжатом состоянии Нd 0,4 0,5 Dт 0,45 300 135 мм рd 1,2 1,3 dпр 1,2 6 7,2 мм Число рабочих витков определяем по формуле 2.8.14. n Hd - dпр рd 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 dпр4 8

D3 n 8 104 64 8 363 18 27,4 Н мм Определяем длину нагруженной пружины по формуле 2.8.15. Н0 Нd 1,1 1,2 Fp Z Н0 135 1,15 743,5 92,6 144 мм Сжатие пружины при установке ее на тормозе Н0 - Нd 144 - 135 9 мм Угол поворота якоря электромагнита ? для магнита ? 5,50 переведем в радианы ? 5,5 2 ? 360 5,5 2 3,14 360 0,096 рад Определяем дополнительное сжатие пружины по формуле 2.8.18. h ? е 0,096 40 3,84

Определяем 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 пружине по формуле 2.8.16 ?макс 8 D Fмакс К ? dпр3 ?макс 8 36 927,5 1,24 3,14 63 380 МПа 400 МПа Определяем отход колодок от шкива по формуле 2.8.19 а1 2 а2 h 190 2 430 3,84 0,85 мм Отход колодок от тормоза регулируется в пределах от 0,5 до 0,8 мм.

Проверочный расчет электромагнита. Работа электромагнита Wэм тормоза должна быть больше работы растормаживания Wр . Определяем работу электромагнита тормоза по формуле 2.8.20. Wэм Мэм ? 40 0,096 3,84 Н м Определяем работу растормаживания колодок по формуле 2.8.21 Wр 2 N ? 0,9 ? Wр 2 1000 0,8 0,9 0,95 103 1,9 Н м Wэм

Wр , следовательно электромагнит подходит. 3.8. Расчет на прочность отдельных элементов крана. 3.8.1. Колонна крана. Колонна крана, на которой расположена поворачивающаяся часть металлоконструкции полноповоротного крана изготавливается из стали Ст5 рис.3.8.1 Схема колонны крана. Диаметр кованной колонны в опасном сечении D, мм определяют по формуле 4 где ?из - допускаемое напряжение на изгиб для стали марок

Ст4 и Ст5 ?из 110 МПа. Результирующее напряжение в опасном сечении колонны с учетом изгиба и сжатия должно отвечать условию 4 ?рез 106 H h W 103 V А 3.8.1.2. где W - момент сопротивления поперечного сечения колонны, мм3 А - площадь поперечного сечения колонны, мм2 допускаемое нормальное напряжение, МПа для режима работы - легкий ? 160 МПа . Колонна имеет сплошное сечение диаметром

D, поэтому W ? 32 D3 3.8.1.3. А ? 4 D2 3.8.1.4. Определяем момент сопротивления поперечного сечения колонны по формуле 3.8.1.3. W 3,14 32 2073 870343 мм3 Определяем площадь поперечного сечения колонны по формуле 3.8.1.4. А 3,14 4 2072 33636 мм2 Проверяем на результирующее напряжение по формуле 3.8.1.2. ?рез 106 78,4 1,25 870343 103 204,6 33636 119 МПа ?рез 119 МПа 160 МПа Горизонтальная стрела прогиба колонны

У, мм определяется по формуле 4 У Н h13 3 E Iп , 3.8.1.5. где h1 - расстояние от верхней опоры колонны до места ее заделки принимаем h1 1200 h 1200 1,25 1500 мм Е - модуль нормальной упругости материала колонны для стальных колонн Е 210 кПа Iп - момент инерции поперечного сечения колонны, м4 для сплошного сечения определяется по формуле 4 Iп D 64 3.8.1.6. Iп 207 64 3,2 м4 Прогиб будет равен

У 78,4 1,5 3 3 210 3,2 0,131 м 131 мм Отношение максимального прогиба колонны к вылету стрелы определяется из условия 4 УL У 103 L 131 103 2,5 0,0524 3.8.2. Хвостовик колонны. Нижний конец колонны - хвостовик. Задаемся размерами хвостовика, исходя из следующих рекомендаций длина хвостовика lхв 1,35 D 1,35 207 279 мм ? 0,06 lхв 0,06 279 16,74 мм диаметр хвостовика d D - 2 ? 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 прочности 4 ?см F ? d 106 H h ? d h0 ? ?см , 3.8.2.1. где толщина листа сварной рамы, мм принимают ?

20 30 мм ?см - допускаемое напряжение для материала рамы ?см 120 140 МПа . ?см 106 78,4 1,25 30 173,5 269 70 МПа ? ?см Условие прочности выполняется. 3.8.3. Фундамент крана. Фундамент предназначен для восприятия всех действующих на кран нагрузок, передачи их на грунт и обеспечения устойчивости крана. Максимальные суммарные напряжения на подошве фундамента не должны приводить к разрушению грунта под ним, а минимальные суммарные напряжения должны быть больше

нуля, чтобы не происходило раскрытия стыка и перекоса крана. Соответствующие условия при 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 ?max ?v ?м ? см ?min ?v - ?м 0, 3.8.3.1. где см - допускаемые напряжения смятия для грунта, МПа, выбираемые по табл.11. 4 . Равномерно распределенные между фундаментом и грунтом напряжения смятия

от сил V1 и Gф определяются по формуле 4 ?v V1 Gф b2 , 3.8.3.2. где V1 - вертикальная сила, действующая на фундамент, кН Gф - вес фундамента, кН b - сторона квадрата фундамента принимаем b 2,5 м. Напряжения от момента М определяются по формуле 4 ?м М Wп , 3.8.3.3. где Wп - момент сопротивления подошвы фундамента относительно оси, перпендикулярной

плоскости действия момента М, м3. Поскольку напряжения ?м неодинаковы, в расчет следует принимать максимальное напряжение изгиба на подошве фундамента, которое получается, когда стрела крана совпадает по направлению с диагональю основания фундамента. При этом момент сопротивления Wп минимален и составляет Вес колонны вместе с фундаментной плитой определяется по формуле 4 Gкол 2 g ?ст ? D2 4 106 h, 3.8.3.5. где ?ст - объемный вес стали ?ст 7,85 т м3 .

Gкол 2 9,8 7,85 3,14 2072 4 106 1,25 6,5 кН Сила инерции опускаемого груза при торможении определяется по формуле 4 Fин Q vгр 60 tторм , 3.8.3.6. где vгр - скорость движения груза при опускании м мин. Fин 80 5 60 2,5 2,7 кН Вертикальная сила, действующая на фундамент, определяется 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 ?бет b2 hф ,

3.8.3.8. где ?бет - объемные вес бетона ?бет 2 т м3 hф - глубина заложения фундамента принимаем hф 1,5 м. Gф 9,8 2 2,5 2 1,5 183,75 кН По формуле 3.8.3.2. определяем напряжения смятия от сил V1 и Gф ?v 216,3 183,75 2,5 2 64 кПа 0,064 МПа По формуле 3.8.3.3. определяем напряжения от момента М ?м 98 1,9 51,6 кПа 0,052 МПа По формуле 3.8.3.1. определяем суммарные напряжения ?max 0,064 0,052 0,116 МПа ?min 0,064 - 0,052 0,012 МПа Условия выполняются.

По табл.11. 4 выбираем песок влажный, у которого см 0,1 0,2 МПа. Для обеспечения нераскрытия стыка между подошвой фундамента и грунтом принимают ?v 1,25 ?м , тогда условие прочности грунта под фундаментом можно записать в виде 4 ?max 2,25 ?м 2,25 Н h 0,12 b3 ? см , откуда размер подошвы фундамента b, м задаваясь видом грунта будет определяться 4 Следовательно, b 2,5 м нас удовлетворяет. 3.8.4. Фундаментная плита.

Фундаментная плита рис 3.8.4. необходима для прочного и жесткого закрепления колонны крана на фундаменте. Она состоит из ступицы, в расточенное гнездо которой устанавливают хвостовик колонны, и 4-х, 6-ти или 8-ми радиальных лап, на концах которых размещают фундаментные болты. Чтобы верхнее основание фундамента не выкрашивалось, лапы плиты не должны доходить до края фундамента на 200 400 мм, т.е. расчетная длина лап L1 b 2 - 200 400 2500 2 -

300 950 мм. Задаемся поперечным сечением, принимая симметричное сечение из двух швеллеров. Число лап у плиты принимаем z 6 При достаточной жесткости плиты считают, что вертикальная сила, прижимающая лапы плиты к фундаменту, распределена между болтами равномерно и при числе болтов z составляет в Н 4 Fv 103 ?V z, 3.8.4.1. где ?V - суммарная осевая вертикальная сила, которая определяется по формуле 4 ?V V1 - Gф 3.8.4.2. ?V 216,3 - 183,75 32,55 кН Fv 103 32,55 6 5425 кН

Нагрузка в болтах от опрокидывающего момента М при условии, что основание плиты остается плоским при работе крана, создает опрокидывающее или прижимающее усилие Fм, Н , максимальное значение которого для плиты с числом лап z 6 определяется по формуле 4 Fм.max ?Миз 3 lл , 3.8.4.3. где lл - расстояние от оси колонны до центра фундаментного блока, м ?Миз - суммарный изгибающий момент, Н м. Расстояние от оси колонны до центра фундаментного блока принимают

lл Lл 1000 - 0,12 950 1000 - 1,12 0,83 м. Суммарный изгибающий момент определяется по формуле 4 ?Миз 103 Н h Fм.max 3.8.4.4. ?Миз 103 78,4 1,25 3120,6 101120,6 Н м Fм.max 101120,6 3 0,83 40610,7 Н Наибольшее 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 предварительно затянуты усилием, которое определяется по формуле 4 Fзат К 1 Fотр , 3.8.4.6. где К - коэффициент запаса, учитывающий непостоянство внешней нагрузки К 1,8 2,0 коэффициент, учитывающий податливость при отсутствии в стыке мягких прокладок ? 0,2 0,3 . Fзат 1,8 1 - 0,2 35185,7 50667,4 Н Расчетная нагрузка на наиболее загруженный фундаментный болт определяется по формуле 4 Fрасч 1,3 Fзат ? Fотр 3.8.4.7.

Fрасч 1,3 50667,4 0,2 35185,7 72905 Н Внутренний диаметр болта в мм определяется по формуле 4 где ?р 60 МПа - допускаемое напряжение растяжения в болте. По таблице резьб наружный диаметр резьбы принимаем равным 39 мм. Наибольшая сила, которой лапа плиты прижата к фундаменту определяется по формуле 4 Fл.max Fм.max Fv 3.8.4.9. Fл.max 40610,7 5425 46035,7 Н С учетом предварительной затяжки болта давление между опорной поверхностью лапы и фундаментом проверяют

по условию 4 р Fл.max ? d12 ?р 4 Аоп ? р , 3.8.4.10. где Аоп - опорная площадь лапы, мм2 р - допускаемое напряжение смятия фундамента для бетонного фундамента р 2,0 2,5 МПа. Принимаем сварную лапу в виде квадрата сечение лапы из двух швеллеров 24 и устанавливаем их с зазором 40 мм. Получаем опорную площадь лапы в виде квадрата со стороной а 2 90 40 220 мм. Тогда давление между опорной поверхностью лапы и фундаментом будет равным р 46035,7 3,14 392 60 4 2202 2,4

МПа ? р 2,0 2,5 Мпа. Условие выполняется. Проверяем лапу на изгиб в сечении примыкания ее к ступице фундаментной плиты по условию 4 ?из Миз.max Wл Fл.max bл Wл ? ?из , 3.8.4.11. где bл - плечо действия силы Fл.max относительно расчетного сечения, мм принимают bл l1 - D0 830 - 207 327 мм Wл - момент сопротивления расчетного поперечного сечения лапы , мм3 для швеллера 24 Wл 289 см3 ?из - допускаемое напряжение на изгиб,

МПа для стали марки Ст3 ?из 120 МПа. ?из 46035,7 623 289000 99 МПа ? ?из 120 МПа Условие на изгиб выполняется. 3.9. Проверка устойчивости крана на колонне. Безопасность работы грузоподъемного крана должна обеспечиваться достаточной устойчивостью его против опрокидывания. Различают два вида проверки крана на устойчивость грузовую и собственную.

Грузовую устойчивость крана проверяют на возможный случай опрокидывания крана в сторону подвешенного груза, а собственную - на случай опрокидывания крана в сторону противовеса. Коэффициент грузовой устойчивости определяется по формуле 4 Кгр ?Мг.к. Мгр , 3.9.1. где для этих условий моменты определяются по формулам 4 Мгр 103 g Q L - b 2 3.9.2. ?Мг.к. 103 Gпр lпр b 2 Gкр lкр b 2

Gкол Gф b 2 - Gстр lстр - b 2 - Fин L - b 2 - Мв.р.с 3.9.3. где Мв.р.с момент от максимальной ветровой нагрузки рабочего состояния принимаем Мв.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 ?Мг.к. 103 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 устойчивости по формуле 3.9.1. Кгр 494838,2 98000 5 Коэффициент собственной устойчивости крана определяется по формуле 4 Ксоб ?Мп.к. Мв.н.с 3.9.4. где Мв.н.с момент от ветровой нагрузки нерабочего состояния, рв.н.с. 650 Па. Для этих условий моменты определяются по формулам 4 ?Мг.к. 103 Gстр lстр b 2 Gкол Gф b 2 Gкр b 2 - lкр -

Gпр lпр - b 2 , 3.9.5. Мв.н.с 1,25 Мв.р.с 3,75 Мв.max. 3.9.6. ?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 устойчивости крана по формуле 3.9.4. Ксоб 289775 11702,25 24,8 По правилам Госгортехнадзора значения коэффициентов грузовой и собственной

устойчивости должны быть не менее 1,15. Правила Госгортехнадзора наши коэффициенты значительно превышают минимальную допустимую величину запаса. Заключение. В курсовом проекте произвели расчет поворотного крана на неподвижной колонне и получили следующие данные 1 Механизм подъема груза двигатель МТКН 311-8, мощностью 9 кВт редуктор двухступенчатый с передаточным числом 28 барабан механизма подъема вращения с частотой 10,6 мин-1 канат 15,0 -

Г-I-С-Н-1568-ГОСТ 2688-80 кратность полиспаста - 2 полиспаст сдвоенный тормоз ТКТ-200 с электромагнитом МО-200Б. Двигатель и барабан расположены по разные стороны от редуктора, двигатель соединен 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 упругой втулочно-пальцевой муфтой с червячным редуктором

Чог-125 выходной вал редуктора соединен с открытой зубчатой передачей, передаточное число которой - 10 передаточное число механизма поворота - 400 частота вращения крана 2 мин-1 кран установлен на подшипниках качения на верхней опоре подшипник 8314, на нижней опоре расположена группа роликов, укрепленных на поворотной части крана. Литература. 1. Подъемно-транспортные машины лесной промышленности. Расчет и проектирование механизма подъема груза. Методические указания по курсовому проектированию

для студентов всех видов обучения и факультета повышения квалификации специальности 0901, 0902, 0519 Л. 1986. 2. Подъемно-транспортные машины лесной промышленности. Расчет и проектирование механизма подъема груза. Приложения и методические указания по курсовому проектированию для студентов всех видов обучения и факультета повышения квалификации специальности 0901, 0902, 0519 Л. 1986. 3. Курсовое проектирование по деталям машин и подъмно-транспортным машинам.

Методические указания и задания к проектам и работам для студентов-заочников технических специальностей высших учебных заведений П.Г.Гузенков, А.Г.Гришанов, В.П.Гузенков М. Высшая школа, 1990. 4. Подъемно-транспортные машины лесной промышленности. Расчет и проектирование механизма поворота грузоподъемных кранов. Методические указания по курсовому проектированию для студентов всех видов обучения и факультета повышения

квалификации специальности 26.01, 26.02, 17.04 С Пб. 1993. 5. Работа подъемно-транспортных машин в период неустановившегося движения. Методические указания по выполнению курсовых проектов и работ по подъемно-транспортным машинам для студентов всех видов обучения специальности 0901, 0902, 0519 Л. 1983. 6. В.Н.Кудрявцев. Курсовое проектирование деталей машин

Л. Машиностроение, 1984. 7. П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов. Конструирование узлов 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 подшипники качения М. Машиностроение, 1992. 10. Е.К.Грошцев и др. Подъемно-транспортные машины.

Учебное пособие по курсовому проектированию 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 проектирование грузоподъемных машин М. Машиностроение, 1971. 13. Б.А.Таубер. Подъемно-транспортные машины 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. Машиностроение, 1988. 17. Детали машин. Атлас конструкций М. Машиностроение, 1979. 18. Подъемно-транспортные машины. Атлас конструкций М. Машиностроение, 1987.