Размещено на http://www.allbest.ru/

Розрахунок деталей і вузлів кранових механізмів



Зміст

1. Вісь барабана

1.1 Проектувальний розрахунок

1.1.1 Вихідні дані

1.1.2 Вибір матеріалу осі барабана

1.1.3 Вибір допустимих напружень матеріалу осі на вигин

1.1.4 Вибір довжини розрахункових ділянок вісі барабана

1.1.5 Визначення опорних реакцій і згинальних моментів

1.1.6 Розрахунок необхідного діаметра вісі барабана

1.2 Перевірочний розрахунок

1.2.1 Вихідні дані для перевірочного розрахунку

1.2.2 Розрахунок запасу циклічної міцності вісі

2. Підшипники осі барабана

2.1 Вихідні дані для розрахунку підшипника

2.2 Вибір підшипника

2.3 Розрахунок еквівалентних динамічних навантажень і довговічності підшипника

3. Вузол кріплення канату до барабана

3.1 Вихідні дані для розрахунку

3.2 Вибір основних геометричних розмірів болта і притискної планки

3.2.1 Розрахунок зусилля в притискному болті і визначення кількості притискних планок

Список літератури



1. Вісь барабана

1.1 Проектувальний розрахунок

1.1.1 Вихідні дані

Максимальне зусилля в піднімальному канаті = 22613 Н.

Інші дані будуть братися в процесі виконання розрахунку.

Нижче наведений фрагмент програми:

Максимальне зусилля в піднімальному канаті, Н

22613

1.1.2 Вибір матеріалу осі барабана

Як матеріал вісі барабана береться сталь 45 ГОСТ 1050-74 з межею міцності =610 МПа (табл. 1).

Таблиця 1

Основні характеристики вуглецевих и легованих сталей, застосовуваних для виготовлення валів і осей

Марка сталі	Межа міцності , МПа	Межа текучості , МПа	Межа витривалості за нормальними напругами , МПа	Межа витривалості за дотичними напруженнями, , МПа
Вуглецеві	Ст3	430	240	184	107
	Ст5	520	270	224	129
	Ст6	600	320	258	150
	15	380	230	163	95
	25	460	280	197	114
	40	580	340	248	144
	45	610	460	274	158
Леговані	50Г	660	400	290	168
	20Х	800	650	360	208
	40Х	1000	800	430	250
	18ХГТ	1000	900	440	250
	14СХФА	900	750	395	229
	35ХМ	950	750	412	238
	30ХГС	1100	850	465	270
	40ХН	1000	800	450	261

Характеристики обраного матеріалу осі заносимо до програми:

Матеріал осі барабана Сталь 45

Межа міцності, МПа 610

1.1.3 Вибір допустимих напружень матеріалу осі на вигин

Якщо навантаження на вісь змінюються за величиною і за знаком (за симетричним циклом), тоді припускаємо, що = 55 МПа (табл. 2).

Таблиця 2

Допустимі напруження на вигин валів и осей

Матеріал	Межа міцності , МПа	, МПа, при режимах
		I-навантаження постійна по величині і за знаком	II-навантаження змінюється за величиною від нуля до максимуму, але не змінюється за знаком (пульсуюча)	III - навантаження змінюється за величиною і за знаком (симетрична)
Сталь вуглецева і легована	400	130	70	40
	500	170	75	45
	600	200	95	55
	700	230	110	65
	800	270	130	75
	1000	330	150	90

Значення заносимо до програми:

Допустимі напруження на вигин матеріалу вісі, МПа 610

1.1.4 Вибір довжини розрахункових ділянок вісі барабана

На підставі компонованої схеми механізму підйому вантажу складаємо розрахункову схему навантаження осі барабана (рис. 1)

Значення довжини ділянок a, b, c і l заносимо в програму.

Для прикладу, що розглядається a = 0,2 м; b = 0,12 м; c= 0,52 м; l= 1,2 м.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1 - Розрахункова схема навантаження осі барабана

Нижче наведений фрагмент програми:

Відстань від лівої опори до лівої маточини , м	a	0.2
Відстань від правої опори до правої маточини , м	b	0,12
Відстань від правої опори до рівнодіючої від зусилля в піднімальних канатух, м	c	0,52
Відстань між опорами вісі, м	l	1,2

1.1.5 Визначення опорних реакцій і згинальних моментів

Реакції в опорах:

;

Згинальні моменти в розрахункових перетинах:

;

Для розглянутого прикладу:

= Н;

=2·22613-19598=25628 Н;

=19598·0,2=3920 Нм;

=25628·0,12=3075 Нм.

Результати розрахунків за допомогою програми:

Реакції в опорі А, Н		19597,93
Реакції в опорі В, Н		25628,07
Згинальний момент у точці С, Н·м		3919,59
Згинальний момент у точці D, Н·м		3075,37

1.1.6 Розрахунок необхідного діаметра вісі барабана

При відомому згинальному моменті діаметр осі приблизно обчислюється за формулою

,

де - згинальний момент у небезпечному перерізі, Н·м;

- допустиме напруження вигину для матеріалу осі, МПа (береться за табл. 2).

Для прикладу, що розглядається :

= м

Припускаємо, що =110 мм.

Фрагмент програми розрахунку діаметра осі:

Діаметр осі приблизний, м 0,091

Діаметр осі взятий, м, 0,11

1.2 Перевірочний розрахунок

1.2.1 Вихідні дані для перевірочного розрахунку

Діаметр осі в розрахунковому перетині = 0,11 м;

Згинальний момент у розрахунковому перетині осі МИ = 3919,59 Н·м

Перерізна сила у розрахунковому перетині осі =19597,93 Н.

Вихідні дані заносимо до програми.

Нижче наведений фрагмент програми:

Діаметр осі в розрахунковому перетині, м		0,11
Згинальний момент в розрахунковому перетині вісі, Н·м	МИ	3919,59
Перерізна сила в розрахунковому перетині вісі, Н		19957,93

1.2.2 Розрахунок запасу циклічної міцності вісі

Фактичний запас міцності вісі в небезпечному перерізі -

,

де , - запаси міцності за нормальними і дотичними напруженнями:

=; =,

де , - межі витривалості стандартних зразків при симетричному вигині і крутінні (табл. 1);

- масштабний фактор, обирається в залежності від діаметра перетину осі (рис. 2);

- коефіцієнт якості поверхні, для полірованої поверхні =1,0; для поверхні, обробленої різцем, =0,9;

, - ефективні коефіцієнти концентрації напруг при вигині і крутінні (табл. 3);

, - амплітуди перемінних напруг циклу при вигині і крутінні,

=; =,

Де - згинальний момент в розрахунковому перетині вісі;

- перерізна сила у розрахунковому перетині осі;

- момент опору перетину, ;

- узятий діаметр перетину осі;

- допустиме значення коефіцієнта запасу міцності, =1,5…2,5 [5].

На рисунку 2 показана залежність масштабного фактора від діамет-ра осі.

Рисунок 2 - Залежність масштабного фактора від діаметра осі

Таблиця 3

Значення коефіцієнтів концентрації напруг для розрахунку вала (осі) на витривалість

Коефіцієнт концентрації напруг	Відношення r/d (тип фрези)	Межа міцності сталі, , МПа
		500	600	700	800	900	1000	1100
(при D/d =1,2)	Для гладких валів с галтелями
	0,02	2,1	2,3	2,5	2,7	2,9	3,1	3,3
	0,04	1,9	1,9	2,0	2,1	2,2	2,2	2,3
	0,06	1,7	1,7	1,8	1,8	1,8	1,8	1,9
	0,08	1,6	1,6	1,6	1,6	1,6	1,6	1,7
	0,10	1,5	1,5	1,5	1,5	1,5	1,5	1,6
	0,20	1,3	1,3	1,3	1,3	1,3	1,3	1,4
(при D/d =1,2)	0,02	1,5	1,5	1,6	1,7	1,7	1,8	1,8
	0,04	1,3	1,3	1,4	1,5	1,5	1,5	1,6
	0,06	1,3	1,3	1,3	1,4	1,4	1,4	1,5
	0,08	1,2	1,2	1,2	1,3	1,3	1,3	1,4
	0,10	1,1	1,1	1,2	1,2	1,3	1,3	1,3
	0,20	1,1	1,1	1,1	1,1	1,2	1,2	1,2
	Для валів зі шпонковими канавками
	Пальцева	1,4	1.5	1,5	1,6	1,7	1,8	1,9
	Дискова	1,7	1,8	1,9	2,0	2,2	2,3	2,4
	Пальцева Дискова	1,5	1,6	1,7	1,9	2,1	2,2	2,3

Значення , , , , , заносимо до програми:

Межа витривалості стандартних зразків при симетричному вигині, МПа		274
Межа витривалості стандартних зразків при симетричному крутінні, МПа		158
Масштабний фактор		0,77
Коефіцієнт якості поверхні		0,95
Ефективний коефіцієнт концентрації напруг при вигині		2,3
Ефективний коефіцієнт концентрації напруг при зсуві		1,5

Результати розрахунків, виконані програмою:

Момент опору розрахункового перетину,		0,00013
Амплітуда змінних напруг циклу при вигині, МПа		29,45
Амплітуда змінних напруг циклу при зсуві, МПа		2,75
Запас міцності за нормальними напругами		2,96
Запас міцності за дотичними напруженнями		27,98
Фактичний запас міцності осі на витривалість		2,94

кран вісь барабан підшипник



2. Підшипники осі барабана

Підшипники опор і (рис. 1) працюють у різних умовах. Обоє кілець підшипника, встановленого усередині вала редуктора (опора ), обертаються спільно. Цей підшипник вибирається за статичною вантажопідйомності, тобто . Підшипник опори розраховується за динамічною вантажопідйомності з урахуванням змінності навантаження [5].

2.1 Вихідні дані для розрахунку підшипника

Реакція в опорі А при підйомі номінального вантажу R_A= 19597,93 Н

Частота обертання осі барабана n = 18,19 хв-1

Вихідні дані заносимо до програми.

Нижче наведений фрагмент програми:

Реакція в опорі А при підйомі номінального вантажу, Н	RA	19597,93
Частота обертання осі барабана, хв-1	n	18,19

2.2 Вибір підшипника

Виходячи з діаметра розточення зубчатої муфти редуктора (D_р=110 мм), за табл. 4 беремо підшипник № 1610 з динамічною вантажопідйомністю С = 50000 Н.

Вихідні дані заносимо до програми:

Динамічна вантажопідйомність підшипника, Н	С	50000



2.3 Розрахунок еквівалентних динамічних навантажень і довговічності підшипника

Еквівалентне динамічне навантаження на підшипник опори при кожнім режимі навантаження визначаються за формулою

=,

де - реакція в опорі при підйомі номінального вантажу, Н;

- відношення маси кожного рівня вантажу до номінальної вантажопідйомності (береться за графіком завантаження в залежності від режимної групи механізму [5]);

- коефіцієнт обертання (=1,0 при обертанні внутрішнього кільця, =1,2 при обертанні зовнішнього кільця);

- коефіцієнт безпеки ,=1,0…1,2;

- температурний коефіцієнт (=1,0 при температурі до 100°С).

Сумарне еквівалентне динамічне навантаження [12]

,

де, , , - відносна тривалість роботи механізму при кожнім режимі навантаження (береться за графіком завантаження механізму).

Довговічність обраного підшипника

,

де - довговічність роботи підшипника, год.;

- частота обертання осі барабана, 1/хв.

Таблиця 4

Основні параметри кулькових радіальних сферичних дворядних підшипників для установлення опори осі барабана в розточення зубчатої муфти редукторів типу Ц2

Серія	Позначення підшипника	Розміри, мм	Динамічна вантажопідйомність , Н	Статична вантажодйомність , Н
Легка	1206	30	62	16	12200	5920
	1207	35	72	17	12300	6780
	1208	40	80	18	15100	8720
	1212	60	110	22	23800	15800
	1217	85	150	28	38700	28000
	1218	90	160	30	44700	32400
Середня	1305	25	62	17	14100	6120
	1306	30	72	19	16800	7900
	1307	35	80	21	20000	10000
	1310	50	110	27	34100	17800
	1314	70	150	35	58600	35900
	1315	75	160	37	62400	39100
Середня широка	1605	25	62	24	18900	7600
	1606	30	72	27	24400	10200
	1607	35	80	31	30500	13000
	1610	50	110	40	50000	25900
	1614	70	150	51	85700	45400

Для прикладу, що розглядається:

=1,0; =1,1; =1,0.

З графіка завантаження механізму підйому вантажу [5] для режимної групи 4М беремо:

=1,0, =0,1

=0,5, =0,5

=0,195, =0,1

=0,05, =0,

Тоді:

=19597,93·1,0·1,0·1,1·1,0 = 21558 Н ;

=19597,93·0,5·1,0·1,1·1,0 = 10779 Н ;

=19597,93·0,195·1,0·1,1·1,0 = 4204 Н ;

=19597,93·0,005·1,0·1,1·1,0 = 1080 Н ;

11783 Н;

=70014 ч.

Значення ,,, , , , , ,,, заносимо до програми:

Коефіцієнт обертання		1,0
Коефіцієнт безпеки		1,1
Температурний коефіцієнт		1,0
Коефіцієнт для1-го вантажу		1,0
Коефіцієнт для 2-го вантажу		0,5
Коефіцієнт для 3-го вантажу		0,195
Коефіцієнт для 4-го вантажу		0,05
Відносна тривалість роботи при 1-му режимі навантаження		0,1
Відносна тривалість роботи при 2-му режимі навантаження		0,5
Відносна тривалість роботи при 3-му режимі навантаження		0,1
Відносна тривалість роботи при 4-му режимі навантаження		0,3

Результати розрахунків, виконаних програмою:

Еквівалентне динамічне навантаження на підшипник при 1-му режимі навантаження, Н		21557,73
Еквівалентне динамічне навантаження на підшипник при 2-му, Н режимі навантаження		10778,86
Еквівалентне динамічне навантаження на підшипник при 3-му, Н режимі навантаження		4203,76
Еквівалентне динамічне навантаження на підшипник при 4-му, Н режимі навантаження		1077,89
Сумарне динамічне навантаження, Н		11782,74
Довговічність підшипника, г.		70014



3. Вузол кріплення канату до барабана

3.1 Вихідні дані для розрахунку

Максимальне зусилля в піднімальному канаті = 22613 Н;

Діаметр канату d = 0,015 м.

Вихідні дані заносимо в програму файла «OS.xls».

Нижче наведений фрагмент програми:

Максимальне зусилля в піднімальному канаті, Н		22613
Діаметр канату, м	d	0,015

3.2 Вибір основних геометричних розмірів болта і притискної планки

Узято конструкцію вузла кріплення канату до барабана притискною планкою з одним болтом. Профіль канавки може бути трапецеїдальний (тип - т) і напівкруглий (тип - к).

Основні геометричні розміри вузла кріплення канату до барабана наведені в табл. 5.

Таблиця 5

Основні геометричні розміри вузла кріплення канату до барабана

Діаметр канату, , мм	Різьба болта	Внутрішній діаметр різьби , мм	Мінімальна товщина притискної планки, а, мм
Від 10 до 12	М12	10,1	10,5
12-14	М12	10,1	12,0
14-17	М16	14,8	13,5
17-20	М20	17,3	15,0

За розглянутим прикладом:

Профіль канавки трапецеїдальний - т ; = 0,0148 м; = 0,135 м.

Вихідні дані заносимо до програми:

Профіль канавки	т
Внутрішній діаметр різьби притискного болта, мм		0,0148
Мінімальна товщина притискної планки, мм		0,0135

3.2.2 Розрахунок зусилля в притискному болті і визначення кількості притискних планок

Розтяжне зусилля в притискному болті визначається у залежності [ 5]

,

де- основа натурального логарифму;

- коефіцієнт тертя між канатом и барабаном (=0,10…0,16);

- кут охоплення барабана канатом, =3…;

- наведений коефіцієнт тертя між канатом и притискною

планкою (= - для трапецеїдальної канавки, = - для напівкруглої канавки);

- кут нахилу бокової грані на притискній планці, =40…45°;

- кут охоплення барабана канатом при переході від однієї канавки в іншу, =.

Необхідне число болтів (притискних планок):

,

де - коефіцієнт запасу надійності кріплення канату до барабана, =1,5 [ 5];

[]- допустимі напруження при розтяганні болта, МПа, (орієнтовно для сталі Ст3 []=70 МПа) [ 5].

Відповідно до норм число болтів (притискних планок) має бути не менше двох.

Для прикладу, що розглядається :

=0,13; =; =40⁰; =; =1,5; []=70 МПа.

Вихідні дані заносимо до програми:

Коефіцієнт тертя між канатом и барабаном	0,13
Кут охоплення канатом барабана, рад.
Кут нахилу бокової грані на притискній планці, град.	40
Кут охоплення барабана канатом при переході від однієї канавки в іншу, рад
Коефіцієнт запасу надійності кріплення канату до барабана	1,5
Допустимі напруження при розтяганні болта, МПа	70

Результати розрахунків, виконані програмою:

Наведений коефіцієнт тертя між канатом и притискною планкою	0,174
Розтяжне зусилля в притискному болті, Н	13365,51
Необхідне число болтів (притискних планок)	6,56

Виходячи з результатів розрахунку, беремо сім притискних планок.



СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

1. Справочник по кранам, в 2 т. / Под общ. ред. М.М. Гохберга. -Л.: Машиностроение, 2008. - Т1. - 536 с. - Т2. - 560 с.

2. Іванченко Ф.К. Підйомно-транспортні машини. - К.: Вища школа, 200 - 434 с.

3. Казак С.А. Основы проектирования и расчёта крановых механизмов. - Красноярск: Изд-во Красноярского ун-та, 2007. - 181 с.

4. Иванченко Ф.К. Конструкция и расчет подъемно-транспортных машин. - Л.: Выща школа, 2008. - 422 с.

5. Расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин / Ф.К. Иванченко, В.Я. Барабанов. - К.: Выща школа, 2008. - 574 с.

6. Казак С.А. Курсовое проектирование грузоподъёмных машин. - М.: Высшая школа, 2009. - 465 с.

7. Александров М.П. Грузоподъёмные машины. - М.: Высшая школа, 200 - 450 с.

8. Румянцев Б.П. Расчеты и конструирование механизмов грузоподъемных машин. - Луганск: Изд-во ВГУ, 2008. - 260 с.

9. Подъемно-транспортные машины: Атлас конструкций /Под ред. М.П. Александрова, Д.М. Решетова. - М.: Машиностроение, 200 - 250 с.

10. Excel 97 для Windows 95/ А. Колесников, А. Пробитюк.- К.: Торгово-видавниче бюро BHV, 2006. - 464 с.

Размещено на Allbest.ru