Совершенствование АТП смешанного типа с разработкой площадки для хранения устаревшей техники

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ

РЕСПУБЛИКИ КАЗАХСТАН

Костанайский социально-технический университет

имени академика Зулхарнай Алдамжар

Кафедра «Организация перевозок и транспорт»

ДИПЛОМНЫЙ ПРОЕКТ

на тему: Совершенствование АТП смешанного типа с разработкой площадки для хранения устаревшей техники

Выполнил

Даненов Д.М.

Костанай 2009

Содержание

Введение

1. Анализ существующей конструкции

2. Технические предложения

3. Проектный расчет механизмов крана

3.1 Расчет механизма подъема груза

3.2 Расчет механизма передвижения тележки

3.3 Расчет механизма передвижения крана

4. Прочностные расчеты механизма

4.1 Расчет узла барабана механизма подъема груза

4.2 Расчет рамы грузовой тележки козлового крана

4.3 Расчет противоугонного захвата козлового крана

5. Эксплуатационная часть

6. Электрическая часть

7. Охрана труда

8. Организационно-экономическая часть

Заключение

Список литературы

Введение

Козловые краны - это высокоэффективные средства комплексной механизации подъемно - транспортных, погрузочно-разгрузочных и складских работ во многих отраслях современного хозяйства. Козловые краны являют собой разновидность мостовых кранов, но с тем условием, что мост крана установлен на высоких опорах, нижними концами закрепленных на ходовых болтах крана, снабженных ходовыми колесами.

Данное конструктивное решение исключает необходимость в сооружении эстакад, а подкрановые пути можно укладывать на уровне земли.

На железнодорожном транспорте козловые краны широко применяются на перегрузке контейнеров, тяжеловесов, металлов, лесных и строительных материалов. Мост козлового крана перекрывает железнодорожные пути, автомобильный проезд, площадь склада.

Наибольшее применение получим двухконсольные самомонтирующиеся козловые краны с гибкой подвеской грузозахватного органа (крюка). Металлоконструкция такого крана состоит из отдельных частей, приспособленных к быстрой сборке с помощью лебёдок самого крана.

В козловых кранах выполняются три самостоятельные операции: подъем - опускание груза, перемещение груза вдоль моста крана с помощью грузовой тележки и перемещение груза вдоль обслуживаемой площадки за счет движения всего крана. Сочетание этих операций позволяет транспортировать грузы в любую точку площадки прямоугольной формы.

В качестве объекта будущего дипломного проекта выбран двухкосольный козловой кран с гибкой подвеской грузозахватного органа, а именно, крюковой подвески. Целью предлагаемых технических мероприятий являются модернизация качеств.

1. Анализ существующей конструкции

Развитию комплексной механизации погрузочно-разгрузочных, транспортных и складских работ в строительной промышленности во многом способствует широкое применение козловых электрических кранов. Использование козловых кранов улучшается благодаря оснащению их быстрыми съемными грузозахватными устройствами крюком, грейфером, подъемным электромагнитным, автоматическими захватами.

Козловые краны по назначению делят на три группы: общего назначения, строительно-монтажные, специальные. Перегрузочные краны эксплуатируются на открытых складах и погрузочных площадках, обслуживаемых средствами наземного рельсового и безрельсового транспорта. Грузоподъемность их составляет 3,2 - 50 тонн, пролет 10 - 40 метров, высота подъема груза 7 - 16 метров.

Строительно-монтажные козловые краны предназначены преимущественно для монтажа оборудования промышленных предприятий, энергических установок и т.д. Грузоподъемность кранов этой группы составляет 300 - 400 тонн, пролет 60 - 80 метров, высота подъема 20 - 30 метров. Конструкция кранов обеспечивает их быстрое перебазирование с объекта на объект и сборку в различных исполнениях.

Краны специального назначения обслуживают гидротехнические сооружения, обеспечивают сборку судов и т.д., и по конструкции отличаются большим разнообразием.

Монтажные и специальные краны часто изготавливают на базе перегрузочных кранов, которые получили наибольшие распространение ввиду их более простой инструкции и меньшей металлоемкости.

Относительная простота изготовления и обслуживания, низкая стоимость изготовления и эксплуатации также являются достоинством этих кранов. При их использовании отпадает необходимость устройства дорогостоящих подкрановых эстакад или наличия проездов для наземных средств козловые краны общего назначения с гибкой подвеской грузозахватного органа достаточно просты в конструктивном плане, фактические затраты на их эксплуатацию лишь незначительно больше, чем у мостовых тех же параметров.

Темой дипломного проекта выбран козловой кран общего назначения, КД-05, установленный на площадке АТУ (автотранспортное управление) АО «ССГПО».

Технические характеристики козлового крана КД-05:

Завод - изготовитель - №5 Главтоннельметростроя (Перевальский машиностроительный завод)

Грузоподъемность, т 5

Пролет крана, м 16

Вылет консоли, м 4,2

Высота подъема крюка, м 7,4

Скорость подъема груза, м/мин 8

Скорость передвижения тележки (тельфера), м/мин 30

Скорость передвижения крана, м/мин 50

Место управления из кабины

Способ токопроводакабельный

Режим работы крана и механизмов легкий

Основными элементами козлового крана являются: металлоконструкции (мост, опоры, вспомогательные устройства), тележка (грузоподъемная и ходовая) и кабина с аппаратурой управления и электрозащиты.

Кран имеет мост в виде фермы 4-х угольного сечения, который посредственном шести спаренных шарниров на верхнем поясе фермы соединен с опорам. По нижнему поясу проложена двутавровая балка для подвески и передвижения (крана) тележки. Металлоконструкция моста выполнена сваркой из различных профилей проката спокойной мартеновской стали. Мост крана шарнирно соединен с двумя парами опор, которые болтами крепятся к ходовым тележками крана, кран имеет две приводные и две холостые ходовые тележками. Ходовые тележки оборудованы противоугонными захватами.

Несущая ферма козлового крана (мост) воспринимает вертикальную нагрузку от поднимаемого груза и горизонтальную от воздействия ветра и динамических нагрузок. Ферма имеет два пояса. Верхний пояс выполнен из двух прогонов угловой стали 100Ч100Ч10 мм, отстоящих друг от друга на 1,5 м. На нижнем поясе крана установлены шарниры фермы, к которым прикреплены споры. С каждой стороны фермы находится по два шарнира для опор. Шарниры выполнены в виде щек с отверстиями для пропуска опорного вала. Щеки имеют ребра жесткости и накладки в местах установки валов. Согласно паспорту крана может иметь исполнение, когда опоры соединены с нижним поясом фермы крана болтами, прошивающими фланцы в местах соединения стоек и их кронштейнов.

Ездовая балка, по которой перемещается тележка, изготовлена из двутавра №24а и крепится на болтах к косынкам, приваренным к подкосам нижнего пояса и стойкам, соединяющими верхний и нижний пояса. По концам балки установлены кронштейны для ограничения кода тельфера, состоящие из угольников и деревянных подушек.

Опоры изготовлены из швеллеров №20а, соединенных между собой косынками, каждая опора состоит из двух стоек, соединенных между собой балансиром (стяжной балкой). Кабина управления закреплена на одной из стоек опоры, имеющую заводскую разметку “А”. К кабине ведет лестница, защищенная предохранительной решеткой. Кран имеет площадку для размещения стационарной кабины.

В качестве механизма груза и перемещения груза вдоль ездовой балки также установлен тельфер типа ТЭ-501, масса которого равна 1250 кг. Тельфер состоит из следующих основных узлов: корпуса с грузовым барабаном, асинхронного электродвигателя подъема груза типа МТКГ-22-6, редуктора, тормоза колодочного или дискового, обоймы с крюком, выключателя подвески, шарнирной подвески, двух асинхронных электродвигателей передвижения типа АОФ-41-4, тележек ведущей и холостой. Электродвигатель подъема крепят к корпусу тельфера с помощью фланцевого соединения.

Редуктор механизма подъема размещен в литом кожухе, имеющем фланцевое соединение с корпусом тельфера.

Корпус тельфера объединяет в единое целое двигатель, редуктор, грузовой барабан, шарнирную подвеску. Дисковый или колодочный тормоз установлен на противоположной (по отношению к двигателю) стороне редуктора и прикреплен к нему болтами. Тормоз помещен в штампованный кожух, в котором имеются отверстия для охлаждения.

К кожуху прикреплена клеммная коробка, к ней подведены провода электропитания. Шарнирная подвеска корпуса тельфера к ходовым тележкам выполнена в виде траверсы двух сферических шарниров. Для присоединения к траверсе на корпусе редуктора имеется прилив с двумя отверстиями под болты. Сферически шарниры на концах траверсы насажены на пальцы, которые установлены в щеках ведущей и холостой тельферных тележек.

Две щеки ведущей тележки тельфера стянуты болтами. С внутренней стороны тележки на приводных валах редуктора расположены четыре ведущих катка. Редукторы и двигатели передвижения тельфера прикреплены с внешней стороны щек на болтах. Холостая тележка установлена на противоположном конце траверсы. Между щек тележки, также стянутых болтами, вмонтированы четыре опорных катка на подшипниках.

Крюковая обойма подвешена на четырех ветвях каната. Две ветви одновременно навиваются на грузовой барабан, и две другие сходят с уравнительного блока, шарнирного укрепленного на корпусе тельфера.

Ходовая тележка крана имеет вертикальный цилиндрический редуктор, передающий крутящий момент непосредственно на вал ходового колеса. Для этого редуктор имеет полый шлицевой вал, а конец вала ходового колеса также имеет шлицевое соединение. В верхней части ведущих и холостых ходовых тележек имеются приварочные плиты, прикрепляемые к стойкам опор.

Данный кран ранее выполнял погрузочно-разгрузочные работы со штучными грузами. В связи с тем, что на предприятии находится техника, амортизационный срок которой истек, а автомобильный парк пополняется новыми машинами, то решено было организовать открытый склад по хранению устаревшей техники. Поэтому было решено также провести технические мероприятия, описанные ниже, с целью улучшения качеств.

2. Технические предложения

1) Замена исходной подвеской грузовой тележкой с канатной тягой. Такая замена позволит увеличить скорость подъема груза с 8 до 14 м/мин, скорость передвижения тележки с 30 до 40 м/мин. Грузовая тележка перемещается по существующему монорельсу и будет подвешена на нем посредством четырех серег шарнирных и четырех пар ходовых колес, имеющих форму роликоопор аналогично тележке козлового крана ККС-10. Сварной корпус тележки выполняется в форме четырехугольной рамы со стойками, которые несут опорные ролики, служащие для балансировки тележки при перекосах. Колея этих роликов соответствует расстоянию существующего сечения моста крана в центральной части корпуса тележки размещен механизм подъема груза, выполненный в виде лебедки. Лебедка состоит из электродвигателя, редуктора, тормоза, грузового барабана с нарезкой для двух ветвей каната.

Механизм передвижения грузовой тележки выполняется в виде стационарной лебедки, расположенной на мосту крана. На барабан лебедки навиваются два конца тягового каната. Тяговый канат проходит внутри фермы, опираясь на поддерживающие ролики, и огибает направляющие блоки. При вращении барабана, имеющего одностороннюю нарезку, один конец каната сматывается, а другой наматывается на барабан. Грузовая тележка при этом перемещается в нужном направлении. При изменении направления вращения барабана тележка передвигается в противоположную сторону.

2) Увеличение рабочих скоростей подъема груза и передвижения тележки будет способствовать уменьшению времени цикла работы крана, и, следовательно, повышению его производительности, при этом новые значения скоростей не вызовут существенных влияний на кран динамических нагрузок.

3) Изменить принципиальную схему механизма передвижения крана, заменив вертикальный редуктор на горизонтальный двухступенчатый с открытой зубчатой передачей.

Такая схема в отличие от существующей отличается большей жесткостью, то есть вероятность поломки крепления корпуса редуктора существенно уменьшается; также хорошо компенсирует погрешности в сборке и изготовления, монтажа элементов механизма, удачно зарекомендовала себя в эксплуатации. К некоторым недостаткам данной схемы следует отнести необходимость расчета открытой зубчатой передачи и тщательной ее эксплуатации.

Предлагаемые новые принципиальные схемы крановых механизмов приведены ниже.

Рисунок 1 - Принципиальная схема механизма подъема груза: 1 - электродвигатель, 2 - муфта упруго-втулочная пальцевая с тормозным шкивом, 3 - редуктор, 4 - муфта зубчатая, 5 - барабан, 6 - гибкий подъемный орган (канат), 7 - крюковая подвеска.

Выбирается схема механизма подъема с учетом того, что барабан находится над поднимаемым грузом, отсюда имеется возможность использовать сдвоенный полиспаст для строго вертикального подъема груза. Поэтому выбирается схема, показанная на рисунке 1.

Данная схема обеспечивает постоянную нагрузку на подшипниковые опоры барабана, а, следовательно, на ходовые колеса тележки. Электродвигатель переменного тока 1 соединен с быстроходным валом горизонтального двухступенчатого редуктора 3 при помощи втулочно-пальцевой муфты 2. Роль тормозного шкива играет полумуфта, установленная со стороны редуктора. Особенностью механизма является: отсутствие открытых зубчатых передач, концы быстроходного и тихоходного валов редуктора выходят в одну сторону, барабан выполнен нарезным с двумя участками нарезки для работы со сдвоенным полиспастом.

Кинематическая схема механизма передвижения тележки предоставлена ниже

Рисунок 2 - Кинематическая схема механизма передвижения тележки. 1 - двигатель, 2 - соединительная муфта, 3 - редуктор, 4 - муфта зубчатая; 5 - барабан.

Схема запасовки тягового каната представлена на рисунке 3

Рисунок 3 - Схема запасовки тягового каната механизма передвижения: 1 - барабан, 2 - тяговый канат, 3 - блоки направляющие, 4 - тележка грузовая.

Рисунок 4 - Кинематическая схема механизма передвижения крана. 1 - электродвигатель, 2 - муфта с тормозным шкивом, 3 - редуктор, 4 - открытая зубчатая передача; 5 - ходовое колесо.

4) В настоящее время на козловом кране КК - 5 установлены рельсовые клещевые захваты с ручным приводом на каждую ходовую тележку. Ручные захваты приводятся в действие непосредственно крановщиком или подкрановым рабочим. Конструкция этих захватов достаточно надежна, но для их включения требуются большие затраты времени. Поэтому по рекомендациям предлагается заменить 4 ручных противоугонных захвата на один; полуавтоматического действия с машинным приводом и возможностью приведения его в действие вручную, с помощью приводной рукоятки.

Конструктивная схема приводного захвата показана на рисунке 5.

По конструктивному исполнению захвата является винтовым клиновым принудительного действия. В этом захвате ползун с клиновым направляющими показами для роликов верхней плачей рычагов перемещается с помощью вертикального винта, гайка которого действует на ползун через пружину.

Принцип действия захвата заключается в следующем. Электродвигатель 1 мощность 1 - 1,5 кВт через червячный редуктор 2 вращает вертикальный винт 4. гайка 5 этого винта заключена в коробке ползуна 6, перемещающегося по вертикальным направляющим.

Рисунок 5 - Конструктивная схема приводного противоугонного захвата. 1 - электродвигатель, 2 - редуктор, 3 - приводная рукоятка, 4 - винт, 5 - гайка, 6 - ползун, 7 - ролики, 8 - рычаги, 9 - стяжка, 10 - концевой выключатель корпуса захвата.

При движение крана с захватом в нерабочем положении гайка 5 находится в верхнем положении; при этом крышка коробки ползуна опирается на верхний торец гайки.

Ролики 7 верхних концов рычагов 8 находятся на нижних участках пазов ползуна; при этом рычаги 8 совместно с их стяжкой (траверсой) находятся в верхнем положении, а их губки не соприкасаются с головой рельса. При срабатывании ветровой защиты или при выводе крана в нерабочее состояние электродвигатель приводит во вращение винт. Гайка начинает вместе с ползуном и подвешенным к нему рычагами перемещается вниз до упора стяжки 9 в головку кранового рельса.

При дальнейшем вращении винта ползун начинает смещаться относительно рычагов, действуя на их ролики, и отводя верхние концы рычагов в стороны. Губки рычагов входят во (вращение) взаимодействие с головкой рельса и стопорят рычаги. Винт продолжает вращаться, и гайка перемещается вниз, преодолевая сопротивление пружины, нажатие которой через клиновые поверхности ползуна передается на рычаги. При высоте пружины в сжатом состоянии, соответствующей заданному усилию прижатия губок, предусмотренный на гайке упор воздействует на смонтированный на ползуне концевой выключатель (на схеме не показан). В результате этого двигатель захвата отключается от сети. Установленный в верхней части корпуса захвата концевой выключатель 10 обеспечивает остановку двигателя при подъеме ползуна в верхнее положение.

Для приведения в действие захвата вручную предусмотрена приводная рукоятка 3. наличие пружины обеспечивает стабильность усилия зажатия рельса и предотвращает захват от повреждений. Пазы клинового ползуна выполнены так, что в верхней части их наклон больше, а в нижней меньше. Нижний участок обеспечивает быстрое сведение и разведение клещей без нагрузки, а верхний - достаточное усилие зажатие (при небольшом усилии при перемещении).

3. Проектный расчет механизмов крана

3.1 Расчет механизма подъема груза

Исходные данные: грузоподъемность m, т - 5 ; высота подъема груза Н, м - 7,4; скорость подъема груза V_под = 14 м/мин, режим работы - легкий (ПВ 15%)

Выбираем кратность полиспаста по [1, табл. 2.1], равную і_п = 2. Навивка каната на барабан производится непосредственно.

Выбор каната производим по величине разрывного усиления согласно ПУБЭГПК [2].,

F₀ ? S_max · Z_р, (1)

гдеF₀ - разрывное усилие каната в целом, Н;

S_max - максимальное натяжение каната, Н;

Z_р - минимальный коэффициент запаса прочности,

Z_р = 4,5 [2, табл.2]

Максимальное натяжение каната определяем по формуле [3]

(2)

гдеm - грузоподъемность, кг;

з_бл - КПД блока, для блока на подшипниках качения з_бл = 0,98;

а = 2 - число канатов, набегающих на барабан;

t = 0 - число направляющих блоков.

Разрывное усилие F₀ = 12386,364 · 4,5 = 55738,64 = 55,738 кН

В грузоподъемных кранах общего назначения при однослойной навивке каната на барабан используют стальной проволочный канат двойной свивки с органическим сердечником типа ЛК-Р6Ч19(1 + 6 + 6/6) + 1_ОС ГОСТ 2688 - 80. Из [1, табл. П.2.1] выбран канат данного типа диаметром d_к = 11 мм, разрывное усилие F₀ = 68,8 кН, маркировочная группа каната Q_вр = 1666 МПа.

Выбираем крюковую подвеску однорогим кованным крюком в соответствии с условиями [1]:

1) грузоподъемность крюковой подвески не должна быть меньше расчетной;

2) режим работы должен соответствовать режиму работы механизма. Из [1, Приложение 1] выбрана крюковая подвеска по стандарту ОСТ24. 191.08 - 81 типоразмера 2 - 5 - 406 с наружным диаметром блока Д_бл.н = 336 мм.

Определяем диаметр барабана, уравнительного блока и направляющего блока по формуле (2)

Д ? h · d_k, (3)

гдеД - соответственно диаметр, мм;

h - коэффициент выбора диаметра.

Из [2, табл. 5] имеем для барабана h₁ = 18, уравнительного блока h₂ = 14, для направляющего блока h₃ = 20.

Диаметр барабана Д_б ? h· d_k = 18· 11 = 198 мм. Для удобства компоновки механизма подъема принимаем наружный диаметр барабана из нормального h· d_k ряда значений Д_н = 400 мм. Тогда Д_б = Д_н + d_к = 400 + 11 = 411 мм.

Диаметр уравнительного блока Д_ур.бл ? h₂· d_к = 14 · 11 = 154 мм Диаметр направляющего блока Д_бл ? h₃· d_к = 20 · 11 = 220 мм

Принимаем диаметр равным значению для крюковой подвески, так как он удовлетворяет условию (3).

Выполняем геометрический расчет барабана согласно рисунку 6 и значениям [3].

Рисунок 6 - Схема к определению длины барабана.

Полная длина барабана находится как сумма длин его участков:

L_б = 2L₁ + L₂ + L₃ + L₄ (4)

где _- длина нарезной части барабана;

t - шаг нарезки на барабане, t = d_к + 2 3 мм, t = 11 +3 = 14 мм;

L₂ и L₃ - расстояние от торцов барабана до участка нарезки, L₂ = L₃ = (2 3) t;

L₄ - расстояние между участками нарезки, принимается L₄ = 200 300 мм, L₄ =300 мм L₂ = L₃ = 3· 11 = 33 мм.

Принимаем L₂ = L₃ = 40 мм

L_б = 2 · 217 + 40 + 40 +300 = 814 мм. Окончательно L_б = 820 мм.

Вычисляем потребную мощность двигателя по формуле

, (5)

где з - общий КПД механизма, з = 0,85 0,9, принимаем з = 0,9

Из [4, табл. ||. 1.13 ] подбираем электродвигатель крановый MTF311 - 6 с мощностью N_дв = 14 кВт, частота вращения вала n_дв = 925 об/ мин, максимальный момент Т_max= 314Н· м, момент инерции ротора J_р = 0,115 кг · м², диаметр конца вала d_дв = 50 мм.

Общее передаточное число механизма

(6)

где - частота вращения барабана, об / мин.

Из [4, табл. V. 1.43] подбираем цилиндрический горизонтальный двухступенчатый редуктор Ц2 - 400 с передаточным числом U_р = 40, крутящий момент на тихоходном валу Т_тих = 8 кН·м, диаметр конца быстроходного вала d_б = 50 мм, тихоходный конец вала имеет исполнение в виде зубчатого венца с внутренней расточкой. Редуктор проверяем согласно [1] по условиям прочности, долговечности и кинематики. Расчетный эквивалентный момент на тихоходном валу редуктора не должен превышать номинальный крутящий момент на том же валу

Т_р.э Т_тик (7)

где расчетный эквивалентный момент Т_р.э определяется

Т_р.э = R_д · Т_р (8)

здесь R_д - коэффициент долговечности,

Т_р - расчетный крутящий момент на тихоходном валу редуктора при подъеме номинального груза? Равный моменту на барабане от веса груза

(9)

где ?_п - КПД полиспаста;

?_б - КПД барабана, ?_б = 0,94 0,96. Примем ?_б = 0,96

КПД полиспаста вычисляется по формуле [3]

Коэффициент долговечности определяется по зависимости

R_g = R_q · R_t (11)

где R_q - коэффициент переменности нагрузки,

R_t - коэффициент срока службы

R_Q = (12)

где R - коэффициент нагружения. Для легкого режима работы (1М 3М) примем R = 0,5 [1, табл. 1. 4.] Тогда R_q = = 0,793

(13)

здесь Z_p - суммарное число циклов контактных напряжений зуба шестерки тихоходной ступени редуктора, Z_o - базовое число циклов контактных напряжений, для типажных редукторов Z_o = 125 · 10⁶

Z_p = Z_т · U_т (14)

где Z_т - число циклов нагружения на тихоходном валу редуктора; U_т - передаточное число тихоходной ступени редуктора, можно принемать U_т = 5

Zт = 60 · n_т · t_маш (15)

где n_т - частота вращения тихоходного вала редуктора, об / мин; t_маш - машинное время работы механизма, час. Из [1, табл. 1. 3] имеем t_маш = 5000 час

Zт = 60 · 21,7 · 5000 = 6,51 · 10⁶

Zт = 6,51 · 10⁶ · 5 = 32,55 · 10⁶

R_t =

K_g = 0,793 · 0,638 = 0,506

Т_р.э = 0,506 · 5302,92 = 2696,6 Н·м = 2,696 кН·м < Т_тих = 8 кН·м

следовательно, условие проверки выполняется

Передаточное число редуктора должно отличатся от требуемого значения не более чем на 15%

(16)

значит, условие проверки выполняется

Подбор муфты между двигателем и быстроходным валом редуктора производим по диаметрам концов соединяемых валов, а затем проверяем муфту по крутящему моменту

Крутящий момент на быстроходном валу от веса груза (статический момент)

(17)

Выбранная муфта должна удовлетворять условию

Т_расч Т_табл (18)

где Т_расч = к₁· Т_с - расчетный крутящий момент муфты, к₁ = 1,1 - коэффициент режима работы, Т_табл - номинальный крутящий момент муфты

Т_расч = 1,1 · 139, 996 = 154 Н·м

Из [1, табл. П. 6. 1] подобрана зубчатая муфта по ГОСТ5006 - 83 исполнения 2 (с промежуточным валом). Номинальный момент муфты Т_табл = 1600 Н · М, обеспечивается соединение концов валов диаметрами до 55 мм, момент инерции муфты J_м = 0,06 кг · м²

Тормоз выбирается по тормозному моменту

Т_т = в · Т_с^(т) (19)

где в - коэффициент запаса торможения, в = 1,5 (ПВ=15%);

Т_с^(т) - статический момент на валу тормоза при торможении, определяется

Т_с^(т) = (20)

Т_с^(т) =

Т_т = 1,5 · 113,4 = 170 Н·м

Из [4, табл. V. 2. 23] выбран тормоз ТКГ - 200, развивающий тормозной момент Т_т = 300 Н м, тип толкателя ТГМ - 25.

Выбранный электродвигатель механизма подъема проверяем по условиям пуска: мощность двигателя должна обеспечить разгон груза с ускорением, не привыкающим допустимое значение 0,2 0,6 м / с² для кранов общего назначения

j_п [j_п] (21)

где j_п = - действительное ускорение груза, t_п - время пуска механизма которое определяется согласно [3]:

(22)

где ? (J)₁ = J_p + J_м - суммарный момент инерции вращающихся масс, установленных на валу двигателя (ротора двигателя и муфты), кг · м²; к = 1,1 1,2 - коэффициент учитывающий инерцию остальных вращающихся масс передаточного механизма, примем к = 1,2; Тп.ср - средний пусковой момент двигателя. Для двигателей переменного тока с фазным ротором

(23)

где Т_ном = 9550 · - номинальный момент двигателя;

_м = - кратность по максимальному моменту.

Т_ном = 9550 ·

_м =

? (J)₁ = 0,115 + 0,06 = 0,175 кг · м²

j_п =

Полученное значение слишком велико. Поэтому по рекомендациям [4] примем t_п = 1,5 с, а величину пускового момента ограничим с помощью пускорегулирующей аппаратуры. Тогда 0,6 м/с²

Находим полный пусковой момент на валу двигателя [3]

 (24)

Т_п = 156 Н·м < Т _max = 314 Н·м, следовательно, двигатель условиям пуска удовлетворяет. Проверку двигателя на нагрев не проводим, так как его мощность не меньше расчетной. В этом случае она не обязательна.

3.2 Расчет механизма передвижения тележки

Исходные данные: грузоподъемность m = 5000 кг; скорость передвижения тележки V_тел = 40 м/мин, режим работы - легкий (ПВ = 15%)

Выбираем схему механизма аналогично механизму подъема груза (см. рисунок 2). Электродвигатель 1 посредством муфты 2 и промежуточного вала 3 соединен с горизонтальным редуктором 5, а его выходной вал через специальную зубчатую муфту связан с тяговым барабаном 6. Колодочный тормоз 4 установлен на быстроходном валу.

По рекомендациям [1] применяем массу тележки m_т = 1200 кг. В качестве ходовых колес тележки принимаем восемь одноребордных роликов с конической поверхностью катания, ролики перемещаются по нижнему поясу ездовой балки фермы моста. Максимальная нагрузка на один ролик

По аналогии с ходовым колесом принимаем диаметр роликов по поверхности катания Д_к = 200 мм, установка роликов произведена на подшипники качения. Определяем суммарное сопротивление передвижению тележки [3]

W_cум = W_к + W_бл + W_в + W_f (25)

где W_к - сопротивление от рения в ходовой части тележки (с учетом трения поддерживающих роликов);

W_бл - сопротивление на блоках подъемного каната, вызванное разностью натяжений в ветвях каната;

W_в - сопротивление от ветровой нагрузки;

W_f - сопротивление от провисания тягового каната.

Сопротивление от трения в ходовой части тележки

(26)

гдеm_об - общая масса тележки с грузом, m_об = m_т + m;

k_р - коэффициент трения реборд ходовых колес о нижнюю полку двутовра; k_р = 2 [1, табл. 2. 15];

м - коэффициент трения качения колдес; м = 0,0003 [1, табл. 2. 13];

f - коэффициент трения в подшипниках колес, f = 0,015 [1, табл. 2. 14];

d- диаметр цапфы вала колес, d = (0,2 0,25) Д_к = 0,2. Д_к = 0,2 · 200 = 40 мм = 0,04 м

Общая масса m_об = (1200 + 5000) = 6200 кг

Сопротивление на блоках подъемного каната [3]

(27)



Сопротивление от ветровой нагрузки находится как сумма нагрузок на тележку и груз в отдельности

Wв = W_в.тел + W_в.гр (28)

где W_в.тел = g · r · c · n · A_тел ; W_в.гр = g · r · c · n · A_гр (29)

здесь g = 125 Па - ветровой напор на высоте до 100 м;

r = 1 - коэффициент, учитывающий влияние высоты расположение элемента конструкции или груза;

с - коэффициент аэродинамического сопротивления, для груза и тележки примем с = 1,2;

n = 1 - коэффициент перегрузки ;

А_тел и А_гр - расчетная подветренная площадь тележки и груза.

Конструктивно назначаем размеры тележки: ширину В_тел = 1,6 м, высоту Н_тел = 1,25 м. Тогда А_тел = В_тел · Н_тел = 1,6 · 1,25 = 2 м²

Для груза из [4] принимаем А_г = 7,1 м² в зависимости от его массы.

W_в.тел = 125 · 1 · 1,2 · 1 · 2 = 300 Н

W_в.гр = 125 · 1 · 1,2 · 1 · 7,1 = 1065 Н

W_в = 300 + 1065 = 1365 Н

Сопротивление от провисания тягового каната

(30)

где g - погонная масса тягового каната;

Lк - длина каната;

f - допустимая стрела провеса каната, f = (0,01 0,02)Lк.

Задаемся величиной g = 0,256 кг/м для каната ЛК-З 6Ч19+1_о.с ГОСТ2688 - 80 с диаметром d_к = 8,3 мм [4, табл. V. 2. 3]. Расчетную длину каната L_к находим как сумму длин пролета и вылета консоли крана, т. е

Lк = L + l_k = 16 + 4,2 = 20,2 м

f = 0,015 · Lк = 0,015 · 20,2 = 0,303 м

W_сум = 729,864 + 1487,374 + 1365 + 422,745 = 4004,983 Н

Так как концы тягового каната закрыты на барабане, то максимальное натяжение каната определяется

(31)

где n = 4 - число направляющих блоков каната (см. рисунок 3)

Разрывное усилие каната определяем по формуле (1), приняв Zp = 4:

Fo = 4342,065 · 4 = 17368,261 Н = 17,4 кН

Выбранный предварительно канат имеет Fo = 34,8 кН при маркировочной группе _вр = 1568 МПа, значит, по условию прочности он подходит.

По формуле (3) находим диаметр барабана по средней линии витка каната

Д_б ? 18 · 8,3 = 149,4 мм

Для удобства соединение выходного вала редуктора с барабаном увеличивает диаметр барабана, приняв его наружный диаметр Дн = 200 мм из нормального ряда значений. Тогда

Д_б = Д_н + d_к = 200 + 8,3 = 408,3 мм

Длину барабана находим по формуле (4) с учетом следующих особенностей его конструкции: 1) барабан имеет один участок нарезки; 2) на барабан одновременно крепятся две ветви каната, причем одна из них при работе барабана навивается на него, а другая свивается; 3) навивка каната на барабан производится в один слой. Поэтому число неприкосновенных витков каната должна быть (3 4)2; т.е 6 8, а участки навивки двух ветвей каната должны быть разделены еще 3 4 канавками, следовательно, (6 8) + (3 4) = 9 12. Причем шаг нарезки t = d_k + 2 мм = 8,3 + 2 = 10,3 мм

Здесь l_k = L + 2 · l_k = 16 + 2 · 4,2 = 24,4 м - длина каната, навиваемого на барабан при перемещении тележки из одного крайнего положения в другое.

L₂ = L₃ = (2 3)t = 3 · 10,3 = 30,9 мм 31 мм

Полная длина барабана L_б = 320 + 31 + 31 = 382 мм

Потребная мощность двигателя тяговой лебедки вычисляется по формуле:

(32)

где ? - КПД, учитывающий потери в передаточном механизме, ? = 0,9 0,95

Выбираем [4, табл. ||. 1. 12] электродвигатель крановый переменного тока МТF012 - 6 с N_дв = 3,1 кВт, частота вращения вала n_дв = 785 об/м, момент инерции ротора Jp = 0,029 кг · м², максимальный момент Т_макс = 56 Н · м, диаметр конца вала d_дв = 28 мм

Частота вращения вала ходового колеса

Передаточное число механизма по формуле (6)

Из [4, табл. V. 1. 43] подобран цилиндрический двухступенчатый горизонтальный редуктор Ц2 - 300 с передаточным числом U_p = 25, крутящим моментом на тихоходном валу Т_тих = 5,8 кН · м, диаметр конца быстроходного вала d_б = 35 мм, тихоходный вал имеет, исполнение в виде зубчатого венца с внутренней расточкой.

Проверяем отклонение передаточного числа по формуле(16):

%= 0,63% < 15%

Значит условие проверки выполняется.

Проверяем редуктор по велечине крутящего момента на тихоходном валу. Число циклов нагружения на тихоходном валу по формуле (15) равно:

Zт = 60 · 31,2 · 5000 = 9360000 = 9,36 · 10⁶

Zр = 9,36 · 10⁶ · 5 = 46,8 · 10⁶

Коэффициент нагружения

Коэффициент долговечности r_g = 0,793 · 0,72 = 0,571

Расчетный момент на валу барабана

Расчетный эквивалентный момент

Т_р.э = 0,571 · 886,432 = 506,153 Н · м

Т_р.э = 0,506 кН · м < Т_тих = 5,8 кН · м, значит условие проверки (7) выполняется.

Для соединения вала двигателя с быстроходным валом редуктора используем зубчатую муфту с тормозным шкивом. Крутящий момент на валу двигателя

Расчетный крутящий момент с учетом режима работы

Т_расч = 1,1 · 37,32 = 41,055 Н · м

Из [1. табл. П. 6. 1] подбираем зубчатую муфту по ГОСТ5006 - 83 с номинальным крутящим моментом 1000 Н · м, диаметр тормозного шкива Дт = 160 мм, соединение концов валов диаметром 35 40 мм, момент инерции муфты J_м = 0,05 кг · м², исполнения 2 (с промежуточным валом).

Производим подбор тормоза по величине тормозного момента согласно (19), где коэффициент запаса торможения = 1,2, а статический момент на валу тормоза [3]

 (33)

Т_т = 1,2 · 33,684 = 40,421 Н · м

Из [4, табл. V. 2. 23] выбран тормоз ТКГ - 160 с электрогидравлическим толкателем, диаметр тормозного шкива 160 мм, тип толкателя ТЭГ - 16 м.

Проверку на сцепление ходовых колес с рельсом не производим, так как ходовые колеса тележки не являются проводными, поэтому проскальзывание колес на рельсе невозможно. Проверку двигателя по условию пуска ведем по формуле

[] (34)

где - расчетный коэффициент перегрузки; [] = - допустимое значение коэффициента перегрузки.

Пусковой момент Тп на валу двигателя

где ? (J)₁ = Jp + Jм = 0,029 + 0,05 = 0,079 кг · м². Время пуска t_п = 2с (по рекомендациям [3])

Номинальный момент на валу двигателя

Т_ном = 9550

[] =

= 1,47 < [] = 1,484, следовательно, условие проверки выполняется.

3.3 Расчет механизма передвижения крана

Исходные данные: грузоподъемность m = 5000 кг, скорость передвижения крана V_к = 50 м/мин, масса крана m_к = 18500 кг, режим работы средней.

Выбираем схему механизма передвижения с раздельным приводом согласно рисунку 4.

Для определения нагрузки на ходовое колесо крана составляем расчетную схему (рисунок 7)

Рисунок 7 - Расчетная схема для определения нагрузки на ходовое колесо крана.

Масса крана без массы тележки m_м = m_к - m_т = 18500 - 1200 = 17300 кг

? Ма = 0



Минимальная нагрузка на ходовое колесо

? М_В = 0

Максимальная нагрузка на ходовое колесо

Fmax =

Из [1, табл. П. 8. 1] выбрано двухребордное ходовое колесо с цилиндрической поверхностью катания, диаметр колеса по ободу Д_к = 500 мм, тип рельса КР70 ГОСТ4121- 76. [F_max]= 100 200 кН

Суммарное сопротивление передвижению крана согласно [1]

W_сум = W_к +W_в + W_укл + W_ин + W_гиб (36)

где W_к - сопротивление от трения в ходовой части крана, W_в - сопротивление от ветровой нагрузки, W_укл - сопротивление от уклона пути W_ин - сопротивление от сил инерции,W_гиб - сопротивление от раскачивания груза на гибком повесе.

Сопротивление от трения в ходовой части находим по формуле (26), приняв k_p = 1,1 [1, табл. 2. 15.], м = 0,0005 м [1. табл. 2. 13], f = 0,015 [1, табл. 2. 14.] Диаметр цапфы вала колеса d = 0,25 · Дк = 0,25 · 500 = 125 мм = 0,125 м

здесь m_об = m_к + m = 18500 + 5000 = 23500 кг - общая масса крана с грузом.

Сопротивление от ветроой нагрузки находим по формуле (28), (29). Приняв подветренную площадь крана А_кр = Н_кр · L_кр = 1,1 · 26,5 = 29,15 м² имеем

W_в = W_в.кр + W_в.гр = 5465,625 + 1065 = 6530,625 Н

Сопротивление от уклона пути

W_укл = m_об · g · (37)

где =0,001 - для кранов, коэффициент уклона пути.

W_укл = 0,001 · 23500 · 9,81 = 230,535 Н

Сопротивление от сил инерции [1]

W_ин = · m_пост · а (38)

где - коэффициент, учитывающий инерцию вращения масс механизма,при Vк = м/с = 1,25; m_пост = m_об = m_к + m - масса

поступающего движения объекта (крана с грузом); а - ускорение при разгоне. Значение а = (0,5 1) [а], где [а] = 0,1 м / с² - допустимое ускорение [1, табл. 2. 16.]. а = 0,8 · 0,1 = 0,08 м/с²

W_ин = 1,25 · 23500 · 0,08 = 2350 Н

Сопротивление от раскачивания груза на гибком подвесе

W_гиб = m · а = 5000 · 0,08 = 400 Н

W_сум = 1458,2 + 6530,625 + 230,535 + 2350 + 400 = 10969,36 Н

Потребная мощность для преодоления сопротивления передвижению по (32)

С учетом раздельного привода мощность двигателя N_дв = (0,5 0,6) N = 0,6 · 10,157 = 6,1 кВт. Из [4, табл. ||. 1. 12] выбран электродвигатель переменного тока МТF112 - 6 мощность N_дв = 6,5 кВт, с частотой вращения вала n_дв = 895 об/мин, максимальным моментом Тmax = 137 Н · м, момент инерции ротора Jр = 0,067 кг · м², диаметром конца вала d_дв = 35 мм.

Передаточное число механизма определяем по формуле (6), Для этого частота вращения ходового колеса n_к =

Из [4, табл V. 1. 43] выбран горизонтальный двухступенчатый цилиндрической редуктор Ц2 - 250 с передаточным числом 25, крутящим моментом конца быстроходного вала d_б = 30 мм, тихоходного вала d_т = 65 мм. Полученное значение передаточного числа разбиваем на две ступени U = Up · Uзп, где передаточное число открытой зубчатой передачи равно

Примем значение из нормального ряда предпочтительных чисел, имеем U_зп = 1,2. Тогда U = 25 · 1,2 = 30. Проверим отклонение передаточного числа от требуемого по формуле (16)

% = 6,73% < 15%, что удовлетворительно

Суммарное число циклов контактных напряжений тихоходного зубчатого колеса редуктора с учетом того, что в механизме передвижения работает не одна, а две активные поверхности зубьев.

Zт = 30 · n_т · t_маш = 30 · 31,84 · 5000 = 4,776 · 10⁶

Zр = 4,776 · 10⁶ · 5 = 23,88 · 10⁶. Тогда

Коэффициент долговечности k_у = 0,793 · 0,576 = 0,457

Расчетный крутящий момент, передаваемый двигателем механизма передвижения, по формуле

Т_р = Т_max · U · ?_р = 137 · 25 · 0,96 = 3288 Н · М

Т_р.э = 0,457 · 3288 = 1502,62 Н · м = 1,5 кН · м

Т_р.э = 1,5 кН · м < Т_тих = 3,3 кН · м, значит условие проверки выполняется.

Статический момент на валу двигателя находим по формуле [3]

(39)

Расчетный крутящий момент, по которому подбираем соединительную муфту

Т_расч = 1,1 · 21,84 = 24 Н · м

Из [1, табл. П. 6. 1] выбрана зубчатая муфта с тормозным шкивом по ГОСТ5006 - 83 с номинальным крутящим моментом 1000 Н · м, соединение валов диаметром до 40 мм, момент инерции муфты Jм = 0,05 кг · м², диаметр тормозного шкива Дт = 160 мм, исполнение 1 (без промежуточного вала)

Тормозной момент механизма передвижения определяется из условия достаточного сцепления ходовых колес с рельсом. Максимально допустимое замедление, при котором обеспечивается запас сцепления, равный 1,2, определяется [3]

(40)

Где f_сц = 0,12- коэффициент сцепления колес с рельсом при работе на открытом воздухе; а и в - число приводных колес и общее число колес крана, а = 2, в = 4

Минимально допустимое время торможения

Необходимый тормозной момент

(41)

где ? (J)₁ = Jр + Jм = 0,067 + 0,05 = 0,117 кг · м²

Выбран колодочный тормоз с электрогидравлическим толкателем ТКГ - 160 с тормозным моментом Тт = 100 Н · м [4, табл. V. 2. 23]

Проверку на сцепление ходовых колес с рельсом осуществляем по формуле [3]

(42)

где - ускорение в период разгона при работе крана без груза.

(43)

где Тс - момент сопротивления передвижению крана без груза, приведенный к валу движения; Т_{п. Ср} - среднепусковой момент двигателя, Тп. ср =

(44)

Номинальный момент двигателя Тном = 9550



т. е условие проверки не выполняется. По рекомендациям [3] принимаем t _п = 4с - для крана. Тогда

следовательно, условие проверки выполняется

Проверку двигателя по условию пуска осуществляем по формуле (34), где

(45)

= , значит, двигатель удовлетворяет условиям пуска.

4. Прочностные расчеты механизма

4.1 Расчет узла барабана механизма подъема груза

К деталям узла барабана, подлежащим расчету, относятся: барабан, ось барабана, подшипники оси, крепление конца каната к барабану.

Прочностным расчета барабана является расчет его стенки на сжатие. Для группы режима работы принимаем материал барабана сталь 35Л с [_сж]= 137 МПа [1, табл. 5. 1], барабан выполнен литым

Толщина стенки литого барабана

= 0,01 · Дн + 0,003 = 0,01 · 400 + 0,003 = 0,007 м

По условиям технологиям изготовления литых барабанов ? 10 15 мм. С учетом изнашивания стенки барабана примем = 15 мм = 0,015 м

Проверяем выбранную стенку барабана на сжатие по формуле [1]

(46)

Уточняем выбранное значение толщины стенки барабана по формуле [1]

(47)

где - коэффициент, учитывающий влияние деформаций стенки барабана и каната, определяется по зависимости



где Ек - модуль упругости каната. Для шестипрядных канатов с органическим сердечником Ек = 88260 МПа; Fк - площадь сечения всех проволок каната; Еб - модуль упругости стенки барабана, для литых стальных барабанов Еб = 186300 МПа, по зависимости 0,0062 м при отношении длины барабана к его диаметру допускаемое напряжение в формуле (46) следует уменьшить на с% при навивке на барабан двух концов каната, причем для величина с = 5%. Тогда

[ _сж] = 0,95 · 137 = 130,15 МПа

= 1,07 · 0,86452 · = 0,0058 м. Следовательно, принятое значение = 0,015 м удовлетворяет условиям прочности.

При отношении = 2,05 < 3 4 расчет стенки барабана на изгиб и кручение не выполняется.

Отношение = 2,05 < = 6,5 [1, табл. 5. 2], поэтому расчет цилиндрической стенки барабана на устойчивость также можно не выполнять.

В качестве прижимного устройства каната на барабане используется напряжение планки с полукруглыми канавками. Согласно правилам Госгортехнадзора число установленных одноболтовых планок должно быть не менее двух, которые устанавливают с шагом 60⁰. Суммарное усилие растяжение болтов, прижимающих канат к барабану.

 (48)

где f = 0,1 0,12 - коэффициент трения между конатом и барабаном,

- угол наклона боковой грани канавки. = 40⁰;

- угол обхвата каната неприкосновенными витками, = (1,5 2)· 2П = (3 4) · П

Необходимое число болтов

(49)

где k ? 1,5 - коэффициент запаса надежности крепления каната к барабану,

f₁ = - приведенный коэффициент трения между канатами и планкой;

f₁ = = 0,155; l - расстояние от дна каната на барабане до верхней плоскости прижимной планки, конструктивно примем l = 0,025 м.

В качестве материала болта принята сталь ВСтЗсп с _тех = 230 МПа. Допускаемое напряжение растяжения [_р] = = = 92 МПа; d₁ - средний диаметр резьбы болта, для каната диаметром d_к = 13 мм принимаем болт М12, d₁ = 0,0105 м

Принимаем z = 8, четыре двухболтовые в планки.

Ось барабана испытывает напряжение изгиба от действия усилий двух ветвей каната при сдвоенном полиспасте, собственным весом барабана пренебрегаем. Расчетная схема оси барабана механизма подъема представлена на рисунке 8.

Нагрузка на ступицы барабана (при пренебрежении его весом)

(50)

где l_н - длина нарезной части барабана, l_н = 303,22 мм; l_гл - длина гладкой средней части, l_гл = 150 мм (см. рисунок )

Расстояние от ступиц барабана до опор оси предварительно принимаем [1]: l₁ = 120 мм, l₂ = 200 мм, расчетную длину оси l = L_б + 150 200 мм = 820 + 150 = 970 мм.

Расчет оси барабана сводится к определению диаметров цапф d_ш и ступицы d_с из условия работы оси на изгиб в симметричным цикле [1]:

(51)

Где Ми - изгибающий момент в расчетном сечении,

W - момент сопротивления расчетного сечения при изгибе,

[ _{- 1}] - допускаемое напряжение при симметричном цикле, определяется по упрощенной формуле:



Рисунок 8 - Расчетная схема оси барабана механизма подъема груза.

(52)

где к₀- коэффициент учитывающий конструкцию детали, для валов и осей, цапф к₀= 2 2,8; _{- 1} - предел выносливости,

[n] - допускаемый коэффициент запаса прочности, для группы режима работы 5М[n] = 1,7. Материал оси - сталь 45, _тех = 598 МПа, _-1 = 257 МПа

Нагрузки на ступицы барабана по формуле (50)

Находим реакции в опорах оси барабана: ? М₂ = 0

R₁ · l = P₁( l - l₁) + P₂ · l₂

R₂ = P₁ + P₂ - R₁ = 14721,8 + 10050,93 - 14972,903 = 9799,827 Н

Изгибающий момент под левой ступицей:

М₁ = R₁ · l₁ = 14972,903 · 0,12 = 1796,75 Н · м

Изгибающий момент под правой ступицей:

М₂ = R₂ · l₂ = 9799,827 · 0,2 = 1959,965 Н · м

Находим диаметр оси под правой ступицей, где действуют наибольший изгибающий момент М₂:

Принимаем d_С = 0,07 м

Принимаем остальные диаметры участков оси барабана согласно рисунку 9.

Рисунок 9 - Эскиз оси барабана.

Из [6] в качестве подшипников опор выбраны радиальные двухрядовые шарикоподшипники № 1610 ГОСТ5720 - 75 с внутренним диаметром 50 мм, наружным 110 мм, шириной 40 мм, динамическая грузоподъемность с = 63,7 кН, статическая с₀ = 23,6 кН.

Проверяем выбранные подшипники по [7]. Требуемая динамическая грузоподъемность

Стр = F_п · (53)

где F_п - динамическая проведенная нагрузка, L - номинальная долговечность, млн. циклов, 3 - показатель степени кривой усталости Велера для шарикоподшипников.

Номинальная долговечность определяется по формуле

(54)

где n - частота вращения колца подшипника при установившемся движении, об/мин;

Т- требуемая долговечность подшипника, ч. Для группы режима работы 5М величина Т = 5000ч.

Приведенная динамическая нагрузка:

F_п = F_экв · r_б · r_темп (55)

где F_экв - эквивалентная нагрузка; к_б - коэффициент безопасности, к_б = 1,2; к_темп - температурный коэффициент, к_темп= 1,05 (для 125 ⁰с)

Эквивалентная нагрузка определяется с учетом фактического или усредненного графика работы механизма (см. рисунок ) в зависимости от группы режима работы:

(56)

где F₁, F₂ …. F_i - постоянные приведенные нагрузки на подшипник при различной массе транспортируемого груза, действующие в течение времени

t_1,t₂, …. t_i за срок службы, при соответствии частоте вращения n_1, n ₂ ……n_i ; Т - общий расчетный срок службы подшипника, ч;

n - частота вращения детали при установившемся режиме для движения, длящегося наиболее долго.

F_п = 11126 · 1,2 · 1,05 = 14018,76 Н

С_тр = 14018,76 ·

следовательно, выбранный подшипник оси барабана подходит.

Выполняем уточненный расчет оси барабана в опасных сечениях 1 - 1 и 2 - 2 ( см. рисунок ), а также в сечении 3 - 3.

Сечение 1 - 1. Изгибающий момент Ми = R₁ · (l₁ - ), где l_С - длина ступицы, l_С = ( 1 1,5) · d_С = 1,5 · 0,07 = 0,105 м

Ми = 14972,903 · (0,12 - ) = 1010,603 Н · м

Запас прочности в рассчитываемом сечении по сопротивлению усталости определяется согласно [1].

где [n] - наименьший допустимый запас прочности для оси, [n] = 1,7;

r = 1,7 - коэффициент концентрации напряжений в данном сечении оси; = 1 - коэффициент упрочнения,

Е- масштабный фактор при изгибе, Е= 0,7; r_у = 0,67 - коэффициент долговечности, - напряжение изгиба в рассчитываемом сечении.

Сечение 2 - 2. Изгибающий момент Ми = R₂ · (l₂ - )= 9799,827 (0,2 + ) = 2474,456 Н · м

Сечение 3 - 3. Изгибающий момент Ми = R₂ · (l₂ - )= 9799,827 (0,2 - ) = 1445,474 Н · м

Прочность оси в рассчитываемых сечениях обеспечивается.

Выполним расчет болтов, соединяющих фланец барабана в виде зубчатой полумуфты с обечайкой. Болты устанавливаем на диаметре окружности Д_окр = (1,3 1,4) · Д_з, где Д_з = 0,252 м - наружный диаметр зубчатого венца редуктора. Д_окр = 1,3 · 0,252 = 0,3276 м.

Соединение осуществляем болтами для отверстий из - под развертки по ГОСТ7817 - 80, материал болтов - сталь 45, _тех = 353 МПа.

Окружное срезающие усилие, действующие на все болты

Р_окр = 2 · S_max · = 2 · 12386,364 · = 31079,426 H

Диаметр болта определяют по формуле

(57)

где m_б= 0,75 · m_б - расчетное число болтов, m_б- установленое число болтов, принемаем m_б = 8, тогда m_б= 0,75 · 8 = 6; [ ] - допускаемое напряжение среза, определяемое по зависимости