Расчет механизма подъема мостового крана

Размещено на /

РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА МОСТОВОГО КРАНА

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

Расчет механизма подъема мостового крана

1. Выбор кинематической схемы механизма подъема

2. Выбор полиспаста, каната, диаметра барабана и блоков

3. Выбор и проверочный расчет крюковой подвески

3.1 Выбор и проверочные расчеты крюка

3.2 Гайка крюка

3.3 Упорный подшипник

3.4 Траверса крюка

3.5 Выбор подшипников блоков

4. Расчет узла барабана

4.1 Определение конструктивных размеров барабана

4.2 Расчет крепления каната к барабану

4.3 Расчет оси барабана

4.4 Расчет оси барабана на статическую прочность

4.5 Выбор подшипников оси барабана

5. Расчет мощности двигателя и выбор редуктора

6. Расчет тормоза

7. Выбор муфты

Список использованной литературы

Приложения

ВВЕДЕНИЕ

Тема курсовой работы «Расчет механизма подъема мостового крана» по дисциплине «Подъемно-транспортные механизмы и машины»

Мостовой кран предназначен для выполнения погрузочно-разгрузочных работ. Он перемещается по рельсовым путям, расположенным на значительной высоте от пола.

Мостовой кран состоит из грузоподъемной тележки, включающей механизм подъема, грузозахватное устройство, механизм передвижение, и из моста 4, представляющего собой две сплошные (или решетчатые) фермы, присоединенные к концевым балкам, в которые вмонтированы приводные и не приводные колеса. Механизм передвижения моста и имеет привод от одного или двух двигателей.

Цель работы - рассчитать механизм подъема крана общего назначения, имеющего:

- грузоподъемность Q = 8,0 тс;

- наибольшую высоту подъема Н = 8 м;

- скорость подъема груза V = 0,46 м/с;

- режим работы - легкий.

1. Выбор кинематической схемы механизма подъема

Кинематическая схема механизма подъема представлена на рис. 1.

Рис.1. Кинематическая схема механизма подъема

Электродвигатель соединен с цилиндрическим редуктором и барабаном при помощи муфт; полумуфта со стороны редуктора выполнена с тормозным шкивом, на котором установлен колодочный тормоз. Редукторы могут выполняться с валами по обе стороны для различной компоновки механизмов подъема. На барабан наматывается канат полиспаста с грузозахватным приспособлением.

В механизме подъема с непосредственной навивкой каната на барабан обычно применяют сдвоенный полиспаст, при использовании которого обеспечивается вертикальное перемещение груза, одинаковая нагрузка на подшипники барабана и на ходовые колеса тележки независимо от высоты подъема груза. Для крана грузоподъемностью 8 тс принимаем сдвоенный полиспаст (а = 2) кратностью u = 2 (приближенно кратность полиспаста можно выбирать по табл. 1).

Таблица 1

Кратность полиспаста U при различных грузоподъемностях

2. Выбор полиспаста, каната, диаметра барабана и блоков

Максимальное напряжение в канате, набегающем на барабан, при подъеме груза определяется по формуле

(2.1)

где Z - количество ветвей, на которых висит груз;

Z=u ·a=2 ·2=4

ηП - КПД полиспаста

(2.2)

где ηδ - КПД блока с учетом жесткости каната, ηδ = 0,975

Канат выбираем по разрывному усилию (приложения 1-4)

Sр ≥ SМАХ · nk, (2.3)

nk - коэффициент запаса прочности каната, зависит от режима работы; nk = 5.

Sp = 20284,0 ·5 = 101420 H

Таблица 2

Коэффициенты запаса прочности каната nk для грузовых канатов

Выбираем канат марки ТЛК - 0 6х31(1 + 6 + 15 + 15) + 1о.с., ГОСТ 3079-80. (приложение IV). Диаметр dk = 13,5 мм.

Расчетная площадь сечения Fk = 68,21 мм2.

Расчетный вес 6565 Н.

Маркировочное сопротивление σ = 1800 Н /мм2. Sp = 101500 Н.

Диаметр блока (рис.2) и барабана по центру наматываемого каната

DБЛ ≥e ·dk, (2.4)

где е - коэффициент, зависящий от режима работы и типа грузоподъемной машины; [1, табл. 12, с.58].

Таблица 3

Наименьшие допускаемые значения коэффициента е

Для легкого режима работы принимаем е = 20

DБЛ = 20 ·13,5=270 мм

Диаметр блока и барабана по центру канавки

D≥ (е -1) = (20-1) ·13,5 =256 мм

Принимаем D = 400 мм (приложение V).

Рис.2 Блок

Диаметр уравнительного блока

Dy = (0,6 - 0,8) ·D = 0,8 ·400 = 320 мм

Блоки изготавливают из чугуна СЧ 15.

3. Выбор и проверочный расчет крюковой подвески

3.1 Выбор и проверочные расчеты крюка

По номинальной грузоподъемности Q = 8 тc и режиму работы выбираем крюк однорогий тип А №15 ГОСТ 6627-74 (приложение VII). Крюк (рис.3) изготовлен из стали 20, имеющей предел прочности σB = 420 MПa, предел текучести σТ = 250 МПа, предел выносливости σ-1 =120 МПа. Резьба шейки

М 52, минимальный диаметр dВ = 46,587 мм, t = 5 мм [3, с.218]. Остальные размеры заготовки крюка выписываются из приложения VI.

Рис.3. Крюк однорогий

В сечении I-I крюк рассчитывают на растяжение

(3.1)

МПа ≤[σ]=50…60 МПа

В сечении А-А рассчитывают как кривой брус, нагруженный эксцентрично приложенным усилием

(3.2)

где F - площадь сечения А-А

·h0

мм, =2…4; b1=24 мм, =, мм

е2 – расстояние от центра тяжести сечения до внутренних волокон

е2=мм

k – коэффициент, зависящий от кривизны и формы сечения крюка

k =

r – расстояние от центра приложения нагрузки до центра тяжести сечения

r = мм

= 95мм – диаметр зева крюка

l1 – расстояние от центра тяжести сечения до нагруженных волокон

е1=h0-е2=90-38,5=51,5мм

k=

σII=МПа

Напряжение в сечении А'–А' определяется, когда стропы расположены под углом α= 450 к вершинам,

Q2= tgα=tg45о=40000Н

Наибольшее растяжение внутренних волокон в сечении А'–А'

σIII= МПа

Касательное напряжение в сечении А'–А'

τ= МПа

Суммарное напряжение в сечении А'–А'

σ = ==102,8 МПа

Допускаемое напряжение для стали 20

[σ]МПа

nТ – запас прочности по пределу текучести; nТ = 1,5.

Условие прочности соблюдается, σ < [σ].

3.2 Гайка крюка

Высота гайки, имеющей трапецеидальную резьбу, должна быть не менее:

Н=, (3.3)

где t – шаг резьбы, d2 – средний и минимальный диаметры, мм;

p – допускаемое напряжение на смятие, сталь по стали p = 30,0…35,0 МПа

(материал гайки сталь 45).

Высота гайки для метрической резьбы:

Н = 1,2d2=1,2. 52=62,4 мм

Высота гайки с учетом установки стопорной планки (высотой 4..8 мм) принимается Н = 70 мм.

Наружный диаметр гайки

Dн= 1,8. d2=1,8. 52=93,6 мм

Принимаем 95 мм.

3.3 Упорный подшипник

Для крюка диаметром шейки d1 =55 мм выбираем упорный однорядный подшипник легкой серии 8211 (приложение XVI, ГОСТ 6874-75), С0=129000Н. Расчетная нагрузка Qp на подшипник должна быть равна или менее статической грузоподъемности С0.

Qp=k. Q

k = 1,2 – коэффициент безопасности [1, с. 471, приложение Х ]

Qp =1,2. 80000=96000 Н <С0 = 129000 Н

Оставляем подшипник легкой серии 8211. Выписываем его основные геометрические размеры.

3.4 Траверса крюка

Траверса крюка (рис.4) изготовляется из стали 45, имеющей:

σв=610МПа;σт=450 МПа, σ-1=250 МПа.

Траверсу рассчитывают на изгибе при допущении, что действующие на неё силы сосредоточенные; кроме того, считают, что перерезывающие силы незначительно влияют на изгибающий момент.

После конструктивной проработки или из приложения VIII определяют расчетные размеры, т.е. расстояние между осями крайних блоков b = 200 мм, мм. Расчетная нагрузка на траверсу такая же, как и на упорный подшипник

Qp=96000 Н.

Рис.4. Траверса крюка

Максимальный изгибающий момент

Mu= Н. мм

Момент сопротивления среднего сечения из условия прочности на изгиб

W=.

Допускаемое напряжение при переменных нагрузках

МПа

[σ]=60,0…100,0 МПа. Принимаем [σ]=90 МПа.

W =

В то же время момент сопротивления среднего сечения траверсы определяется по формуле:

W = .

Диаметр сквозного отверстия для заготовки крюка (см. рис.4)

d2 = d1+мм

где - диаметр заготовки крюка.

B1 – ширина траверсы, назначается с учетом нагруженного диаметра D1 посадочного гнезда упорного подшипника (см. геометрические размеры упорного подшипника).

B1=D1+мм

h – высота траверсы

h===82,5 мм.

Изгибающий момент в сечении Б-Б

МиП = Нмм

Минимальный диаметр цапфы под подшипником из условия прочности на изгиб

d= = 58,5 мм

Принимаем d=60 мм.

3.5 Выбор подшипников блоков

Эквивалентная нагрузка на подшипник

P = (3.4)

где Р1, Р2,…, Рn – эквивалентные нагрузки,

L1, L2, …, Ln – номинальные долговечности (согласно графика загрузки, рис. 5)

Рис.5. График загрузки для легкого режима

Для радиальных подшипников:

P=

где Fr –радиальная нагрузка,

Fа – осевая нагрузка, Fа=0;

X,Y – коэффициенты радиальных и осевых нагрузок, для однорядных шарикоподшипников при

V – коэффициент вращения; при вращении наружного кольца V=1,2;

k - коэффициент безопасности; k=1,2;

kt- температурный коэффициент kt=1.

Fr1 = Н

Fr2 = 0,095. Fr1=0,095. 20000=1900 Н

Fr3 = 0,05. Fr1=0,05.20000=1000 Н

Р1 =1. 1,2.20000.1,2.1=28800 Н

Р2 =1.1,2.1900.1,2.1=2736 Н

Р3 = 1.1,2.1000.1,2.1=1440 Н

Долговечность подшипников номинальная и при каждом режиме нагрузки

L= ,

где Lh - ресурс подшипника Lh=1000 (табл. 4).

Таблица 4

Ресурс деталей грузоподъемных машин

n – частота вращения подвижного блока крюковой подвески

n =

L = млн. об.

L1= 0,4L=0,4. 1,32=0,528 млн. об

L2 = L3=0,3L=0,3.1,32=0,346 млн. об.

P==13390 Н

Динамическая грузоподъемность

C=L1/αР,

α = 3 для шарикоподшипников (3,33 для роликовых).

С= 1,321/3. 13390=14690 Н

Для данного диаметра цапфы d=60 мм по динамической грузоподъемности выбираем шариковый подшипник радиальный однорядный легкой серии №212 ГОСТ 8338 d= 60 мм, D=110 мм, В=22 мм, С= 41100 Н.

4. Расчет узла барабана

4.1 Определение конструктивных размеров барабана

Принимаем барабан диаметром D=400 мм.

Расчетный диметр барабана Dб=413,5 мм.

Рис.6 Профиль канавок барабана

Длина каната, наматываемого на одну половину барабана,

Lk=HU=8,0.2=16 м

Число витков нарезки на одной половине барабана

z=

Длина нарезки на одной половине барабана

lн=z. tн

где tн – шаг нарезки барабана, мм (приложение IX).

lн=14.16=224 мм

Полная длина барабана

Lб= 2Г,

где l3 – длина участка с каждой стороны барабана, используемая для закрепления каната,

l3= 4.tН = 4.16=64 мм

lГ – расстояние между правой и левой нарезкой

lГ = b-2hmintgα

min – расстояние между осью барабана и осью блоков в крайнем верхнем положении (определяется конструктивно).

Α – допустимый угол отклонения набегающей на барабан ветви каната от вертикального положения α = 4…6˚

b – расстояние между осями ручьев крайних блоков b = 200 мм

lГ = 200-2.650.tg4˚ = 109 мм

Принимаем lГ = 110 мм

б = 2(224+64)+110=686 мм

Барабан отлит из чугуна СЧ15 с σВ =700 МПа.

Толщина стенки барабана

δ =

где

[σ]сж= МПа

к – коэффициент запаса прочности для крюковых кранов к =4,25 [1, с. 475, приложение XV].

δ = мм

Толщина стенки должна быть не менее 12 мм и может быть определена для чугунного барабана по формуле

δ = 0,02D+(0,6 … 1,0)=0,02. 400+8=16 мм

Крутящий момент, передаваемый барабаном,

Мкр= 2Smax. Н. мм

Изгибающий момент

М и = Smax. lґ = 20284. 288=4,36·106 Н. мм

lґ- расстояние до среднего торцевого диска, lґ = 288 мм

Сложное напряжение от изгиба и кручения

σ =

где W – эквивалентный момент сопротивления поперечного сечения барабана

W = 0,1мм3

φ – коэффициент приведения напряжения; φ = 0,75.

σ = МПа

4.2 Расчет крепления каната к барабану

Принята конструкция крепления каната к барабану прижимной планкой, имеющей трапециевидные канавки. Канат удерживается от перемещения силой трения, возникающей от зажатия его между планкой и барабаном болтами (шпильками). Начиная от планки, предусматривают дополнительные витки (1,5 … 2), способствующие уменьшению усилия в точке закрепления каната.

Натяжение каната перед прижимной планкой

SБ =

где е = 2,72

f – коэффициент трения между канатом и барабаном f = 0,10 …0,16

α – угол обхвата каната барабаном, принимаем α =4π

SБ = Н

Суммарное усилие растяжения болтов

P =

где f1 – приведенный коэффициент трения между планкой и барабаном; при угле заклинивания каната 2β =80˚

f1 =

P = Н

Суммарное напряжение в болте при затяжки креплений с учетом растягивающего и изгибающего усилий

σС =<[σр]

где n – коэффициент запаса надежности крепления каната к барабана n ≥ 1,5 принимаем n = 1,8;

z =2 – количество болтов;

мм – плечо прижимной планки;

Ри – усилие, изгибающие болты,

Р и = Рf1=4510. 0,233=1050 Н

d1 – внутренний диаметр болта d1 =18,753 мм (М 22)

[σр] – допускаемое напряжение для болта

[σР] = МПа

σс = МПа <σ р=117,3МПа

4.3 Расчет оси барабана

Ось барабана изготовлена из стали 45 с пределом прочности σВ = 610 МПа

Размеры выбираем конструктивно:

а=200 мм lВ = 200 мм

b =110 мм lС = 1020 мм

l = 1330 мм lД = 465 мм

Определяем реакции в опорах

RA = Н

RB = 2 Smax – RA = 2. 20284-17530=23040 Н

Рис.7. Схема к расчету оси барабана

Усилие, действующее со стороны ступицы на ось,

RD = Н

RC = 2. Smax - RD = 2. 20284-22070=18500 Н

Строим эпюры изгибающих моментов и перерезывающих сил

МС = RА. а = 17530. 200=3506000 Нмм

МD = RB. b = 23040. 110=25344000 Нмм

Диаметр оси барабана

d = 2,2,

где [σ] – допускаемое напряжение, для стали 45 [σ] = 55 МПа, [1 с. 478, приложение XVIII ],

d = 2,2=89 мм

Принимаем d = 100 мм

4.4 Расчет оси барабана на статическую прочность

Состоит в определении коэффициента запаса прочности в опасных сечениях, при этом коэффициенты еґ = 0,9; е» = 0,78; еk = 0,95; [1, с. 481, приложение XVII]

е = 1,0; еk=1,0=еf [1, с. 481, приложение XVII]

Моменты сопротивления сечения изгибу и кручению

W = мм3

WK = 0,2d3 = 0,2. 1003=2. 108 мм3

Площадь поперечного сечения

F = мм3

Нормальное напряжение от перерезывающего момента

σ = = МПа

Касательное напряжение от перерезывающей силы

τ = 1,33МПа

Пределы текучести образца для стали 45 σТ = 360 МПа, τ = 216 МПа, масштабный фактор εТ =0,77[1, с. 71].

Нормальное напряжение от изгибающего момента и осевой силы

σТ = σТґ. εТ =360. 0,77=277,2 МПа

Касательное напряжение от крутящего момента и перерезывающей силы

τТ = τТґ. εТ =216. 0,77 = 166,3 МПа

Запасы прочности