Расчёт настенного поворотного крана с переменным вылетом

Вологодская Государственная молочно-хозяйственная

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Грузоподъёмность3.5 т.

Высота подъёма груза5 м.

Скорость подъёма груза12 м/мин.

Вылет 6 м.

Перемещение тележки 6 м/мин.

Режим работы ПВ 40%.

Полиспаст сдвоенный.

Рис.1.Схема полиспаста

Введение

Для подъёма, удержания на заданной высоте и плавного опускания груза используют полиспасты, тали, домкраты, пневматические и гидравлические подъёмники, лебёдки. При горизонтальном или наклонном транспортировании груза механизм подъёма можно использовать как тяговое устройство.

Полиспаст состоит из тягового органа и нескольких огибаемых им подвижных и неподвижных блоков. Усилие для передвижения груза массой до 0,5 т. прикладывают к концевой ветви полиспаста вручную или с помощью лебёдки. В зависимости от схемы работы полиспасты дают экономию силы или скорости. Первые применяют в виде самостоятельных механизмов, вторые в гидравлических и пневматических подъёмниках. В сельском полиспасты используют для подъёма грузов, натягивания электрических проводов, проволочных изгородей и т.п.

Полиспасты, встроенные в грузоподъёмные машины, бывают одинарные и сдвоенные. В зависимости от типа полиспаста, применяемого в грузоподъёмнике, выбирают схему подвеса груза и расчёт всех элементов подъёмного устройства

Сдвоенный полиспаст обеспечивает вертикальный и устойчивый подъём груза при наматывании одновременно двух ветвей. Для выравнивания натяжения и длины ветвей каната ставят уравнительные блоки. Подвешивание груза на нескольких ветвях позволяет снизить нагрузку на канат, уменьшить его сечение, размеры блоков и барабанов, массу и размеры механизма.

Основная характеристика полиспаста — кратность V. В одинарном полиспасте кратность равна числу ветвей Z, на которых висит груз, в сдвоенном - отношение числа ветвей на которых висит груз к числу ветвей наматываемых на барабан.

1. ПОДБОР КАНАТА

Приняв кратность полиспаста u в зависимости от грузоподъемности и типа каната или рассчитав по предварительной схеме, определяем максимальное усилие натяжения каната.

; (1)

где - грузоподъемная сила, состоящая из массы груза и массы грузозахватного органа (крюковой обоймы); m_k : для одинарного полиспаста ;

m_k - масса крюковой обоймы кг;

m_г - масса груза кг;

z - число ветвей каната;

u - кратность полиспаста /I.с.63./;

- к.п.д. полиспаста, определяемый расчетом, или по таблице / I.с.74/

= 0, 96;

u = 3;

z = 2;

т;

;

кН;

Согласно правилам Госгортехнадзора канат подбирается по разрывному усилию F_р .

; (2)

где S - запас прочности, выбираемый в зависимости от назначения каната и режима работы (S=6) /I.c.65/;

F_max - максимальное усилие натяжения каната (F_max =5,4 kH )

кН;

Действительное разрывное усилие подбираем по таблицам

Учитывая незначительную длину каната, выбираем для механизма подъема барабан с винтовой канавкой. В этом случае наибольшей износостойкостью обладает канат типа ЛК-Р.

По таблице подбираем канат типа ЛК-Р конструкции 6x19(1+6+6,6)+10.с. ГОСТ 3088-80.

Диаметр каната d_k =8,1 мм;

Разрывное усилие F_p =21,75;

Канат 8,1-Г-В-Л-Н-1569 ГОСТ 3088-80.

Рис. 2. Сечение пряди.

2. РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ КРЮКОВОЙ ОБОЙМЫ

2.1 Подбор крюка и упорного подшипника

По грузоподъемной силе и режиму работы определяем номер крюка /5,с.32/ , а по номеру крюка /5.с.28/ определяем диаметр нарезной части хвостовика крюка d₀ и ненарезной части d₁ ./ГОСТ 6627-74/.

Крюк № 13

Проверяем крюк в опасном сечении.

, (3)

где F_g - грузоподъемная сила, Н;

d_вн - внутренний диаметр хвостовика крюка (d_вн =37,13 мм);

[σ] - допускаемое напряжение для крюка, [σ] = (50…60) МПа;

;

Из расчета на смятие определяем минимально допустимую высоту гайки.

; (4)

где F_g - грузоподъемная сила, Н;

p - шаг резьбы (p=4,5), м /3.с.627/;

q - допускаемое давление, q = 30…40 МПа, (принимаем q= 35);

d_вн - внутренний диаметр хвостовика крюка (d_вн =37,13 мм);

d₀ - диаметр нарезной части хвостовика крюка (d₀ =42 мм);

Подбираем стандартную корончатую гайку /3.с.527/ по наружному диаметру резьбы хвостовика так, чтобы для высоты стандартной гайки h_г выполнялось условие: . Принимаем h_г = 24 мм.

Гайка М42 ГОСТ5918-73

По диаметру нарезной части хвостовика крюка d₁ (45мм) и статической нагрузке F_ст , которая должна быть больше или равна грузоподъемной силы с учетом коэффициента безопасности подбираем упорный шариковый радиальный подшипник. /4.с.182/.

Записываем номер подшипника, нагрузку F_ст , и диаметр D_n .

; (5)

где F_g - грузоподъемная сила, Н;

к_σ - коэффициент безопасности, для деталей крюковой обоймы, к_σ = =1,0…1,2, (принимаем к_σ = 1,1).

кН;

Принимаем подшипник № 8107. Наружный диаметр D_n =53 мм.

Вычерчиваем эскиз хвостовика крюка.

Рис. 3. Хвостовик крюк

2.2 Расчет траверсы

Ширина тела траверсы конструктивно принимается:

; (6)

где D_n - наружный диаметр подшипника, мм.

Траверса испытывает напряжение изгиба от усилия F_g , которая при наличии упорного подшипника равномерно распределяется по площади.

; (7)

где L_p - расчетная длина тела траверсы ,мм

;

х – величина зазора между телом траверсы и планкой, принимаемая для упрощения расчёта х = 1 мм

- толщина планки, конструктивно = 6….10 мм

Lp = 84 + 2∙1 + 10 = 96 мм

F_g - грузоподъемная сила, Н;

D_n - наружный диаметр подшипника, мм;

Высота траверсы определяется:

; (8)

где М_изг - изгибающий момент, Н·мм;

В_т - ширина тела траверсы, мм;

d_т - диаметр отверстия под ненарезную часть хвостовика, мм;

;

где d₁ - внутренний диаметр подшипника, (d₁ =35 мм).

;

Диаметр цапфы траверсы определяется конструктивно:

; (9)

где Н_т - расчетная высота траверсы, мм;

Рис. 4 Траверса.

Цапфа траверсы проверяется:

на изгиб ; (10)

где F_g - грузоподъемная сила, Н;

d_ц - диаметр цапфы траверсы, мм;

l_ц - расчетная длина цапфы, мм;

;

δ_n - толщина планки, мм;

x - величина зазора между планкой и траверсой, мм (x = 1);

[σ]_из - допускаемое напряжение изгиба, [σ]_из = 60…100 МПа,

;

на смятие

; (11)

где F_g - грузоподъемная сила, Н;

δ_n - толщина планки, мм;

d_ц - диаметр цапфы траверсы, мм;

[σ]_см - допускаемое напряжение смятия, [σ]_см = 80…150 МПа,

2.3 Расчет блока

Наименьший допустимый диаметр блока по дну канавки определяется:

; (12)

где d_к - диаметр каната, d_к = 8,1 мм;

e - коэффициент, зависящий от типа крана и режима работы, (для тяжёлого режима работы e = 20).

Ширина блока выбирается по нормали ПТМ 12-62/5.с.41/ в зависимости от диаметра каната. В_б = 28 мм.

Из расчета на изгиб определяем диаметр оси блока.

; (13)

где М_изг - изгибающий момент, принимаемый ;

l - плечо действия силы, мм;

x - величина зазора между планкой и траверсой (x = 1мм);

δ_n - толщина планки 6…16 мм (принимаем δ_n = 10 мм);

;

[σ] - допускаемое напряжение, [σ] = 80 МПа;

Полученный диаметр оси блока округляем под подшипник качения. d_в = 60 мм.

Выполняем эскиз блока

Рис. 5 Блок.

2.4 Подбор радиальных подшипников

Скорость скольжения каната определяется:

; (14)

где V_ср - скорость подъема груза, м/мин;

U - кратность полиспаста;

; (15)

где V_к - скорость скольжения каната, м/мин;

D_б - допустимый диаметр блока по дну канавки, мм;

d_к - диаметр каната,мм;

Приведенная нагрузка для однорядного подшипника:

(16)

где

Х – коэффициент для радиальной нагрузки (для подшипника = 1),

V – коэффициент, учитывающий влияние вращающего колеса, т.к. вращается внутреннее колесо, V = 1.

радиальная нагрузка, кН,

грузоподъемная сила, кН ,

к – количество блоков на оси,

температурный коэффициент

коэффициент безопасности,

(принимаем

По размеру оси блока (d_б = 60 мм) подбираем 2 шариковых однорядных

подшипника № 311, записываем динамическую нагрузку С = 71,5 кН.

Определяем ресурс в миллионах оборотов:

; (17)

где Р - приведенная нагрузка для однорядного подшипника;

Определяем расчетную долговечность в часах:

; (18)

где L - ресурс в миллионах оборотов;

n - частота вращения блока;

2.5 Расчет планки

Минимальная ширина планки первоначально определяется из расчета на разрыв:

; (19)

где F_g - грузоподъемная сила, кН;

[σ] - допускаемое напряжение разрыва, [σ] = 80 МПа;

d_max - подставляется больший диаметр d_б и d_п , (d_б = 60 мм);

δ_п - толщина планки, мм;

Из расчета на срез определяется размер

; (20)

где F_g - грузоподъемная сила,кН;

δ_п - толщина планки,мм;

[σ]_ср - допускаемое напряжение среза, [σ]_ср = 40…75 МПа,

(принимаем [σ]_ср = 70 МПа).

В этом случае толщина планки определяется:

; (21)

где Δ - размер,мм;

d_max - подставляется больший диаметр d_б и d_п , (d_б = 60 мм);

При малых нагрузках:

; (22)

где d_max - подставляется больший диаметр d_б и d_п , (d_б = 60 мм);

Из полученных трех значений выбираем наибольшее В_п =120 мм. Вычерчиваем эскиз планки

Рис. 6 Планка

3. РАСЧЕТ БАРАБАНА

Диаметр барабана по дну каната, принимаемся равным размеру блока D_б = 400 мм.

Диаметр барабана, замеренный по центрам намотанного каната:

; (23)

где d_к - диаметр каната, мм;

D_б - диаметр барабана по центрам намотанного каната, мм;

;

Внутренний диаметр барабана:

; (24)

где D_б - диаметр барабана по центрам намотанного каната,мм;

δ_б - толщина стенки барабана,мм;

;

По правилам Госгортехнадзора, толщина стенки барабана должна быть не менее 12 мм.

(25)

;

где

l_р - рабочая длина барабана;

;

l_н - шаг витка;

;

i_н - количество витков на барабане;

;

Н - высота подъема груза;

u - кратность полиспаста;

D_н - диаметр барабана по центрам намотанного каната;

(3,5…4) - Дополнительные Витки, (1,5…2) Витка Для Крепления Каната и еще (1,5…2) витка для разгрузки крепления;

d_к - диаметр каната;

;

Стремясь к снижению напряжений в стенке барабана, принимаем соотношение размеров l ≤ 3D_б . Проверку по напряжениям можно не проводить.

Вычерчиваем эскиз барабана:

Рис. 6. Барабан.

Барабан работает только на сжатие

Подбираем материал барабана чугун СЧ18-32.

4. РАСЧЕТ КРЕПЛЕНИЯ КАНАТА

Предусматриваем крепление каната к барабану двумя прижимными планками.

Натяжение закрепленного каната:

; (26)

где f - коэффициент трения каната о барабан, f = 0,16;

α - угол обхвата барабана, α = 3π;

e - основание натурального логарифма, e = 2,71;

F - максимальное усилие натяжения каната, кН;

При этих данных можно принять:

;

F_max - максимальное усилие натяжения каната, кН;

;

Задаемся условием, что сила трения каната о прижимную накладку и барабан равны натяжению закрепленного конца каната, тогда сила натяжения накладок на канат:

; (27)

где F - натяжение закрепленного каната, кН;

f₁ - приведенный момент трения, при наличии овальной канавки f₁ = 0,16;

f - коэффициент трения каната о барабан, f = 0,16;

;

По диаметру каната d_к = 8,1мм подбираем накладку М10 /5.с.35/,выбираем диаметр болта крепления d₂ =10 мм (М10). По наружному диаметру резьбы d₂ =10 мм подбираем внутренний диаметр резьбы

d_{вн 2} = 6,65 мм /3.с.481/.

Определяем количество витков:

; (28)

где F - натяжение закрепленного каната, кН;

F_n - сила натяжения накладок на канат, кН;

l_б - плечо изгиба, принимаемое, мм;

[σ] - допускаемое напряжение, для стали 3: [σ] = 80 МПа;

d_{вн 2} - внутренний диаметр резьбы, мм;

;

d_к - диаметр каната, мм;

δ_б - толщина стенки барабана, мм;

;

Удовлетворяет условию z₁ = 2…8=7,4 винта

Схема крепления каната.

Рис. 8. Крепление каната.

5. ПОДБОР ДВИГАТЕЛЯ

Определяем потребную мощность по максимальной нагрузке:

; (29)

где F_g - грузоподъемная сила, кН;

V_ср - скорость подъема груза, м/мин;

η - к.п.д.

η_б - к.п.д. барабана η_б = 0,96;

η_р - к.п.д. механизма подъема η_р =0,65…0,45;

η_м - к.п.д. редуктора η_м = 0,96…0,98;

;

По потребной мощности и режиму работы подбираем крановый электродвигатель, записываем его номер МТ-41-8 и частоту вращения n_дв = 722 мин^-1 и мощность P=8,8 кВт.

Вычерчиваем схему двигателя.

Рис. 9. Схема двигателя

6. ПОДБОР РЕДУКТОРА

Частота вращения барабана:

; (30)

где V_к - скорость скольжения каната, м/мин;

D_н - диаметр барабана по центрам намотанного каната, мм;

;

Передаточное число механизма:

; (31)

где n_дв - частота вращения двигателя, об/мин;

n_дв - частота вращения барабана, об/мин;

По передаточному числу, частоте вращения быстроходного вала, режиму работы и потребной мощности подбираем крановый двухступенчатый цилиндрический редуктор /4.с.473/. Записываем марку Ц2-250.

Передаточное число =32,42; мощность на быстроходном валу = 11 кВт.

7. ПОДБОР ТОРМОЗА

Статический момент груза, приведенный к валу электродвигателя:

; (32)

где z - количество ветвей барабана, намотанных на барабан;

F_max - максимальное усилие натяжения каната, Н;

D_н - диаметр барабана по центрам намотанного каната, м;

u_p - передаточное число механизма;

η - к.п.д.

Н·м.

Определяем расчетный тормозной момент:

(33)

где Т_с - статический момент груза, Н·м.;

к_т - коэффициент запаса торможения, зависящий от режима работы (при тяжёлом режиме к_т = 2).

Н·м,

По режиму работы и расчетному тормозному моменту подбираем тормоз типа ТКТ-200.

8. РАСЧЁТ МЕХАНИЗМА ПОВОРОТА

Грузоподъемная сила Fg=31,115 кН;

вылет 6 м; L0=0,3м L=2,4м

Масса крана

(34)

Реакция опор

(35)

(36)

Определяем сопротивление повороту крана

(37)

Где

Fn- коэффициент сопротивления повороту =0,02

r- радиус цапф =50мм

t- время разбега крана =3 сек

Мощность затрачиваемая на поворот крана

(38)

Принимаем двигатель 4А250М8У3 30кВт 735об/мин

Передаточное число привода

(39)

Принимаем в качестве передачи редуктор Ц2-250 U=50

По реакции опор выбираем подшипники

Реакцию Т=53кН воспринимает упорный подшипник №8212

d=60мм D=95мм H=26мм

Статическая нагрузка С=65кН

Радиальная нагрузка H=120кН воспринимают 2 подшипника сферических двухрядных

Принимаем подшипник №1616

d=80мм D=170мм B=58мм

Статическая нагрузка С=135кН

Принимаем в каждой опоре по два подшипника

Долговечность

(40)

Рассчитываем вал

Диаметр вала;

(41)

где;

допускаемое напряжение на кручение, (15…20Мпа).

Диаметр вала под шестерню:

Диаметр вала под подшипник:

. (42)

Материал валов – сталь 40Х улучшенная,

Определим коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях.

Результирующий изгибающий момент:

Моменты сопротивления сечения нетто:

(43)

(44)

Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

(45)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

, (46)

По таблицам определим ряд коэффициентов:

Определим коэффициенты запаса прочности:

(47)

(48)

Общий коэффициент запаса прочности:

(49)

Вал удовлетворяет заданные условия.

Подбираем шестерню на вал.

Выбираем материалы по средним механическими характеристиками для шестерни – сталь 40, термообработка – улучшение, твердость НВ200

Определяем вращающие моменты на валу:

(50)

Допустимые контактные напряжение

(51)

где - предел контактной выносливости (табл. 3.2)

(52)

- коэффициент долговечности, = 1,0 , =1,15

межосевое расстояние из условия контактной выносливости

, (53)

где - коэффициент нагрузки (табл. 3.1.)

= 1,1

- коэффициент ширины венца для шивронных передач

= 0,5.

V = i_p = 4

принимаем = 140 мм.

Нормальный модуль зацепления

, (54)

принимаем =2,5 мм.

Определяем суммарное число зубьев

, (55)

для шивронных колес (3.12)

, (56)

где - угол наклона меньше зуба, принимаем = 30^о .

Определяем число зубьев шестерни колеса

(57)

Основные размеры шестерни и колеса диаметры длительные

, (58)

, (59)

Диаметр вершины зубьев

(60)

(61)

Ширина колеса

(62)

Ширина шестерни

(63)

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру

, (64)

(65)

Окружная скорость колес и степень точности передачи

(66)

Принимаем 8-ю степень прочности.

Коэффициент нагрузки

где - коэффициент, учитывающий неравномерность по ширине венца (таб.3.5)

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (табл.3.4)

- динамический коэффициент (табл. 3.6), =1,0

= 1,0∙1,05∙1,0 = 1,05

Проверяем контактные напряжения

, (67)

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба.

где - коэффициент нагрузки

где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев (табл. 3.7)

- коэффициент динамичности (табл. 3.8)

- коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентности числа зубьев .

у шестерни

(68)

у колеса

(69)

при этом ,

Определим допускаемое напряжение

, (70)

где = 0,8 НВ

для шестерни = 1,8∙230 = 415 Н/мм²

для колеса = 1,8∙200 = 360 Н/мм²

- коэффициент запаса прочности

, (71)

(табл. 3.9)

- для наковок и штампов

= 1,75∙1,0 = 1,75

Допускаемые напряжения

для шестерни

для колеса

Находим отношение

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное значение меньше.

Определяем коэффициент и

Размеры поперечного сечения шпонки выбираем в зависимости от диаметра вала.

Для крепления шестерни выбираем призматическую шпонку

25 х 14 х 75 по ГОСТ 23360 - 78

Размеры шпонки:

Высота h = 14 мм; глубина паза вала t₁ = 9 мм;

длина L= 70 мм; ширина b= 25 мм

Расчетная длина шпонки: L_р = L - b = 70 - 10 = 60 мм

Проверяем выбранную шпонку на смятие

Допускаемое напряжение смятия [sсм] = 50…60 МПа .

(72)

Проверяем выбранную шпонку на срез [sср] = 0,6[sсм] ,

(73)

9. РАСЧЁТ КРЕПЛЕНИЯ

Принимаем что балка изготовлена из двух сварных швеллеров, подкос изготовлен из двух сварных уголков, колено сварено из двух швеллеров, к вращающейся колонне приварена балка и подкос.

Реакции:

T=53кН

Н=120кН

Рассмотрим узел А как узел действующей силы F1 –сжимает подкос,

F2- растягивает балку.

Проекции силы на ось Y: