Курсовая_новая. Курсовая работа по дисциплине Грузоподъемные машины и механизмы по теме Рассчитать и спроектировать кран консольный поворотный

• Название: Курсовая работа по дисциплине Грузоподъемные машины и механизмы по теме Рассчитать и спроектировать кран консольный поворотный
• Дата: 27.11.2021
• Размер: 0.98 Mb.
• Имя файла: Курсовая_новая.docx
• Тип: Курсовая; #283919

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего образования

«Уфимский государственный нефтяной технический университет»

Кафедра «Машины и оборудование нефтегазовых промыслов»

Курсовая работа
по дисциплине «Грузоподъемные машины и механизмы»

по теме: «Рассчитать и спроектировать кран консольный поворотный»


Выполнил студент гр. МПдЗ-17-01 _____________ О.А.Здоровенко

«07» мая 2021г
Проверил к.н., доцент _____________ И.Т.Бакиев

« » 2021г

Уфа 2021

1 ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Рассчитать и спроектировать кран консольный поворотный при следующих исходных данных:
Грузоподъемность Q, кг . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .1300

Скорость подъема груза V, м / с . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .0,32

Высота подъема крюка Н , м . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .3,2

Вылет а , м . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .3,6

Угол поворота крана  , град . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .120

Режим (группа режима) работы механизма подъема . . . . . . . .Т(5М)
Кран устанавливается в помещении. Механизм подъема груза с электроприводом. Поворот крана вручную - воздействием на подвешенный груз. Схема крана приведена на рисунке 1.1 .



Рисунок 1.1

2 РАСЧЁТИ КОНСТРУИРОВАНИЕ МЕХАНИЗМА ПОДЪЁМА ГРУЗА

Рассчитать механизм подъема груза при следующих исходных данных:

-грузоподъемность крана Q = 1300 кг ( вес груза G = Q×g = 12740 Н );

-скорость подъема груза V_ГР = 0,32 м/с;

-высота подъема крюка Н = 3,2 м;

-режим работы механизма «Т» (группа режима работы 5м);

-продолжительность включения ПВ = 40 %;

-привод машинный.


2.1 Разработка схемы механизма подъёма груза

Необходимая кратность полиспаста



где n – число канатов, набегающих на барабан ( n = 1 для одинарного

кратного полиспаста, n = 2 для сдвоенного кратного полиспаста ).



Рисунок 2.1
2.2 Выбор каната ( цепи )

Максимальное натяжение каната, набегающего на барабан,


где h_ТС– КПД талевой системы.

h_ТС=h_ПОЛ×h^t = 1× 0,98 ¹ = 0,98 ,

где h_ПОЛ – КПД полиспаста ;

t– количество отклоняющих блоков .



где η = 0,98 – КПД одного блока на подшипниках качения [1, с.54].

Разрывное усилие каната

F_РАЗ=F_max ∙ K = 13 ∙ 6 = 78 кН,

где K = 6 [1, с.55] – коэффициент запаса прочности по нормам Ростехнадзора (при машинном приводе, тяжелом режиме работы).

По разрывному усилию F_РАЗ = 78 кН выбираем канат двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6×19 по ГОСТ 2688-80 [1, с.277] по условию [F_РАЗ] = 78,55 кН >F_РАЗ = 51,6 кН .

Канат 12 – Г – I – Н – 1764 ГОСТ 2688-80 ,

где 12 – диаметр каната d_К , мм [1, с.57] ;

Г – грузовой канат ;

I – 1 марки ;

Н – нераскручивающийся ;

1764 – маркировочная группа, МПа.


2.3 Выбор крюковой подвески (крюка)



При а = 1 полиспаст для выигрыша в силе не нужен, поэтому крюк специальным образом прикрепляется к концу единственной ветви каната. Крюк чалочный грузоподъемностью 1,6 т подбираем по [ 6, с.22 -23 ]:

m=19кг; h₂=110мм – расстояние между осями.

Рисунок 2.2

2.4 Выбор электродвигателя

Статическая мощность сил сопротивления вращению вала двигателя при подъёме максимального груза без ускорения



где h_МП – КПД механизма подъема груза .

h_МП =h_ТС ×h_БАР×h_М×h_ТШ×h_РЕД = 0,98× 0,99 × 0,98 × 0,98 × 0,93 = 0,87,

где h_БАР – КПД барабана;

h_М – КПД муфты;

h_ТШ – КПД тормозного шкива;

h_РЕД – КПД цилиндрического двухступенчатого редуктора .
Выбираем ближайший по мощности крановый электродвигатель, можно в меньшую сторону до (0,7 … 0,8) ×N_{СОПР СТАТ} [1, с.315].

Двигатель МТКF 112-6УcN_ДВ^ГОСТ = 5 кВт (при ПВ = 40 %), с n_ДВ = 895 об / мин .



Рисунок 2.3
Максимальный момент, развиваемый двигателем при перегрузках, Т_{ДВ МАХ} = 175 Н·м; момент инерции ротора двигателя J_Р = 0,065 кг × м² ; масса двигателя m_ДВ = 101 кг; диаметр вала двигателя d_ВАЛА = 35 мм ; длина выходного конца вала l _ВАЛА = 80 мм; расстояние от опорной поверхности до оси вала двигателя h = 132 мм; диаметр отверстия для болта 17 мм.

Угловая скорость вращения вала двигателя



Номинальный момент, развиваемый двигателем,

2.5 Определение основных размеров барабана (звездочки), блоков

Предварительный диаметр барабана и отклоняющего блока по оси стального каната можно принять одинаковыми, вычислив по формуле

D_БПР³d_К×e = 12·20 =240 мм,

где е – коэффициент, регламентируемый нормами Ростехнадзора для ограничения

напряжения изгиба в канате (при тяжелом режиме работы, для стреловых

кранов, е = 20 [1, с. 59]).

2.6 Выбор редуктора и проверка его прочности

Требуемое передаточное отношение редуктора



г де – требуемая угловая скорость вращения барабана .



где V_БАР – окружная скорость барабана, равная скорости набегающей ветви

каната V_К , м /с .

V_БАР = V_К = V_ГР× а = 0,32× 1 = 0,32 м / с .

Выбираем горизонтальный двухступенчатый цилиндрический редуктор типа Ц 2 –300 с передаточным отношением i_РЕД = 41,34>i^ТР_РЕД = 35,1 .



Рисунок 2.4

При тяжелом режиме работы передаваемая входным валом редуктора номинальная мощность N_{РЕД ВХ} = 5,9 кВт при n_{РЕД ВХ} = 1000 об / мин [1, с.319] .

Диаметр конического конца входного вала d_ВХ = 35 мм; диаметр цилиндрического конца выходного вала d_ВЫХ = 75 мм; масса редуктора m_РЕД = 138 кг .

Номинальный момент, передаваемый входным валом редуктора,



Так как Т_{РЕД ВХ} = 56,35Н·м> Т_{ДВ НОМ} = 53,4Н∙м – прочности редуктора достаточно.


2.7 Уточнение размеров барабана (звездочки) и проверка его прочности

Уточняем угловую скорость барабана:



Уточняем диаметр барабана по дну нарезки:



Шаг винтовой нарезки на барабане р = d_K+ 2_…3 мм = 12 + (2…3) = 14 мм .

Тогда рабочая длина барабана при использовании одинарного кратного полиспаста L_Р = z · р = 9 ∙14 = 126 мм ,

где z – число витков каната на барабане при однослойной навивке .



где z₀ – количество неприкосновенных витков, требуемых Правилами

Ростехнадзора, для разгрузки деталей крепления каната;

z_КР – количество витков, необходимых для крепления конца каната .

Н_П = Н + А + В = 3200 + 100 + 200 = 3500 мм ,

где Н – высота подъёма крюка ;

А – ход грузозахватного устройства от начала его взаимодействия с ограничителем подъёма крюка до остановки этим ограничителем ;

В – страховочное расстояние, требуемое Правилами Ростехнадзора, от остановленной ограничителем крюковой подвески до неподвижного блока .

Из условия технологии изготовления чугунного барабана толщину стенки задаем по эмпирической формуле

d³ 0,02 D _Б + (6 … 10) мм = 0,02 × 268 + 8 = 14 мм.

Прочность стенки барабана проверяем только на сжатие, так как






где К_СЛ – коэффициент, учитывающий число слоёв каната на барабане;

р – шаг нарезки .

Допускаемые напряжения на сжатие можно определить по [2, с. 125] или

по приближенным формулам [σ_СЖ]_{ЧУГУН СЧ 20} = 0,5 ×s _В = 0,5 × 200 = 100 МПа;

[σ_СЖ] _{СТАЛЬ 20} = 0,5 ×s _Т = 0,5 × 250 = 125 МПа.

Так как s_СЖ = 64 МПа < [s_СЖ] = 100 МПа – прочность обеспечивается.

2.8 Выбор муфты

Расчетный момент для выбора муфты

Т_РАСЧ = Т_{ДВ НОМ} ∙ К₁ · К₂ = 53,4 ∙ 1,3 ∙ 1,3 = 90,2Н∙м,

где К₁ – коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма

(для механизма подъема груза К₁ = 1,3 [1, с.42] ) ;

К₂ – коэффициент, учитывающий режим работы механизма (К₂ = 1,3

для режима работы «Т» [1, с.42] ) .

Принимаем муфту МУВП 125 –30 – II, 1 – 32 – I, 1 по ГОСТ 21424-75 с номинальным крутящим моментом Т_{М НОМ} = 125 Н∙м> Т_РАСЧ=90,2Н∙м [1, с.338].

Диаметр отверстия для валов электродвигателя и редуктора придется расточить до 35 мм. Момент инерции муфты J_М= 0,125 кг·м² [1, с. 340]. Масса муфты m_М= 25кг.

2.9 Проверка электродвигателя на время разгона груза при подъёме


где J_ПРВРАЩ, J_ПРПОСТ – приведенные к валу двигателя моменты инерции

соответственно вращающихся и поступательно движущихся

масс механизма подъёма груза (при подъёме груза) ;

Т_{ДВ ПУСК СР} – средний пусковой момент двигателя ;

Т_{СОПР СТАТ} – момент сил статического сопротивления вращению вала двигателя

при подъёме груза без ускорения.

J_{ПР ВРАЩ} = ( J_Р + J_М) · δ = ( 0,065 + 0,125 ) · 1,25 = 0,24 кг × м² ,

где d – коэффициент, учитывающий влияние остальных вращающихся масс

привода (валов и колёс редуктора, барабана и т.д.).



Для электродвигателей с короткозамкнутым ротором (MTKF, MTK, 4А) средний пусковой момент можно принимать [1, c.36]:

Т _{ДВ ПУСК СР} = ( 0,7… 0,8 ) Т _{ДВ МАХ} = ( 0,7… 0,8 ) × 175 = 122,5 Н × м,

где Т _{ДВ МАХ} – максимальный момент, развиваемый двигателем при перегрузках,

приводится в каталогах на двигатели [1, c.315].

Для электродвигателей с фазным ротором (MTF, MTH ) средний пусковой момент можно принимать [1, c.36]: Т _{ДВ ПУСК СР} = ( 1,5… 1,6 ) Т _{ДВ НОМ} .



Фактическое время разгона t_P = 1,04 с соответствует рекомендуемым временем t_Р^РЕК = 1…2 c [1, c.28].

Среднее ускорение груза при таком времени:



Больше допустимого .

В связи с этим принимаем решение выбрать менее мощный двигатель MTF 111-6У1, имеющий параметры N_дв^гост = 4,1 кВт (при ПВ=25%), с n_дв=870 об/мин. Максимальный момент, развиваемый двигателем при перегрузках Т_{дв мах}=87 Н·м; момент инерции ротора двигателя J_р=0,048 кг·м²; масса двигателя m_дв=76 кг; диаметр вала двигателя d_вала=35 мм; длина выходного конца вала l_вала=80 мм; расстояние от опорной поверхности до оси вала двигателя h=132 мм; диаметр отверстия для болта 17 мм.

Угловая скорость вращения вала двигателя



Номинальный момент, развиваемый двигателем



Требуемое передаточное отношение редуктора



цилиндрический редуктор остается тот же, так какi_РЕД = 41,34 >i^ТР_РЕД = 34.

Так как редуктор не поменялся, следовательно не поменялось Т_{дв ном}, отсюда следует, размер муфты оставляем прежним.








Так как Т_{ДВ НОМ} < T_{СОПР СТАТ} , при подборе муфты вместо Т_{ДВ НОМ} необходимо подставить T_{СОПР СТАТ} = 65,1Н∙м


Новое значение t_Р = 1,67 с находится в диапазоне рекомендуемых значений времени разгона.

Среднее ускорение груза при таком времени:



меньшедопустимого , выбранный двигатель обеспечит необходимую интенсивность работы.

2.10 Выбор тормоза, проверка времени торможения при опускании

груза, проверка колодок тормоза на износостойкость

и отсутствие перегрева, выбор электромагнита тормоза

2.10.1 Так как тормозной шкив устанавливается на валу двигателя, момент сил статического сопротивления на валу тормоза при опускании груза вычисляем по формуле

Т^/_{СОПР СТАТ} = Т_{СОПР СТАТ}×h²_МП = 99,2× 0,87² = 75,1 Н×м .

2.10.2 Необходимый момент торможения по нормам Ростехнадзора

Т_ТОРМ = Т^/_{СОПР СТАТ}× β = 75,1× 2 = 150,2 Н × м ,

где β – коэффициент запаса торможения (2 – для тяжелого режима [1, с.66]).

2.10.3 Выбираем двухколодочный тормоз ТКТ – 200 [1, с.340] по условию Т_{ТОРММАХ}= 160 Н×м > Т_ТОРМ = 150,2 Н×м .
Н аибольший тормозной

момент Т _{ТОРМ МАХ} = 160 Н×м .
Диаметр шкива D = 200 мм .
Масса тормоза m_Т = 37 кг .
а ₁ = 135 мм, а ₂ = 305 мм ;

l _М = 200 мм, l ₁ = 36 мм .
Ширина колодок В = 90 мм,

угол охвата колодки b = 70 ⁰

Рисунок 2.5

2.10.4 Определяем время торможения при опускании груза:


где J^/_ПРПОСТ – приведенный к валу двигателя момент инерции поступательно

движущихся масс (при опускании груза).

J^/_ПРПОСТ = J_ПРПОСТ ×h²_МП = 0,018× 0,87² = 0,014 кг×м² .

Наибольшая допускаемая длина пути торможения механизма подъема груза, при тяжелом режиме [1, c.31] [S] = V_ГР / 1,3 = 0,32 / 1,3 = 0,246 м .

Максимально допустимое время торможения

t_{Т МАХ} = [S] / (0,5 V_ГР) = 0,246 / (0,5 × 0,32) = 1,54 с >t_Т = 0,32 с.

2.10.5 Проверяем колодки на износостойкость и отсутствие перегрева.

Необходимое усилие прижатия колодок для торможения шкива



где f – коэффициент трения асбестовой ленты по чугунному шкиву [1, с.46].

Среднее давление на рабочей поверхности колодок



Так как q = 0,199 МПа < [q] = 0,6 МПа [1, с.46] – износостойкость

накладок на колодках обеспечивается .

Так как q×V = 0,199× 9,37 = 1,86 МПа×м/с < [q×V] = 5 МПа×м/с – перегрева

накладок не будет , где V = w_ДВ×D/2 = 93,7× 0,2/2 = 9,37 м/с .

2.10.6 Выбираем электромагнит по моменту якоря.

Необходимая на конце рычага колодки сила для торможения



где h_РС– КПД рычажной системы тормоза .

Необходимое усилие основной пружины тормоза

F₀= F + F_В = 1000 + 40 = 1040 Н ,

где F_В – усилие вспомогательной пружины ( рекомендуется 40 Н ) .

Необходимое для раздвигания колодок усилие электромагнита



Необходимый для раздвигания колодок момент якоря электромагнита

Т_М =F_М×l_М = 187,2× 0,2 = 37,44 Н×м .

Выбираем электромагнит МО – 200 Б с максимальным моментом якоря электромагнита Т_М = 40 Н×м > Т_М = 37,44 Н×м и максимальным ходом якоря

h_ММАХ = 21 мм [2, с.431].

Необходимый для раздвигания колодок ход якоря электромагнита



где λ – рекомендуемый установочный зазор между колодкой и шкивом

( l = 0.8 мм [1, с. 46] ) ;

1,1 – коэффициент, учитывающий люфты в шарнирах рычажной системы

тормоза.

Так как у электромагнита МО – 200 Б, h_{М МАХ} =h_М = 21 мм -

выбранный электромагнит подходит для установки на тормоз.

2.11 Окончательная компоновка лебедки механизма подъёма груза

Проведенные расчеты показывают, что предварительно выбранная на рисунке 2.1 схема компоновки лебедки остаётся без изменений.

2.12 Выбор концевого выключателя для ограничителя высоты

подъёма крюка и разработка схемы установки ограничителя

Для аварийного размыкания цепи электродвигателя механизма подъёма груза и электромагнита колодочного тормоза, при предельном подъёме крюка, на накладке, приваренном к нижней поверхности стрелы, четырьмя винтами М5 прикрепляется нормально разомкнутый кнопочный «Выключатель путевой ВП19-21А411-ООУ 2.26». Он рассчитан на напряжение 600 В, ток до10 А, усилие срабатывания не более 40 Н. Габариты: 47 Х 62 Х 157 мм. Расстояние между центрами отверстий для винтов: 40 Х 104 мм. Вдавливание кнопки выключателя для замыкания цепи двигателя и электромагнита тормоза, в нормальном положении крюка, осуществляется силой тяжести шарнирно закреплённого рычага.



1-стрела; 2-крюк; 3 – рычаг; 4-концевой выключатель; 5 - упор
Рисунок 2.6

3 РАСЧЁТ МЕТАЛЛОКОНСТРУКЦИИ СТАЦИОНАРНОГО

ПОВОРОТНОГО КРАНА
3.1 Разработка расчетной схемы металлоконструкции крана





Рисунок 3.1 – Схема нагружения металлоконструкции крана
Исходные данные:

- высота подъёма груза Н = 3200 мм ;

- грузоподъемность крана Q =1300 кг, вес груза G = 12740 Н ;

- масса редуктора Ц2-300 m_РЕД = 138 кг, длина 620 мм, высота с рамой

лебедки 362+120 = 482 мм, от основания редуктора до оси вала 190 мм

[ 1, c. 320 ] ;

- масса двигателяMTF 111-6 m_ДВ = 101 кг, расстояния между болтами

крепления 220 х 235 мм, от лап до оси вала 132 мм, диаметр вала 35 мм

[ 1, c. 316 ];

- масса тормоза ТКТ – 200 m _Т = 37 кг, расстояние от основания до центра

тормозного шкива 170 мм [ 3, c. 340];

- масса крюкаm _{КР ПОДВ} = 1,9 кг, расстояние между осями h₂=110мм [3, c. 25];

- диаметр барабана D _б =268 мм, диаметр блоков по наружному диаметру

316 мм;

- максимальное натяжение каната F_МАХ = 13000Н ;

- ход грузозахватного устройства от начала его взаимодействия с огранителем высоты подъема груза до остановки этим ограничителем А ≈ 100мм;

- страховочное расстояние Ростехнадзора от остановленной ограничителем

крюковой подвески до блока В = 200 мм .
Построения начинаем с отклоняющего блока на конце стрелы, затем откладывают вниз расстояния: А+В, h₂, Н. Отложив от оси отклоняющего блока влево величину вылета крана “a”, находим положение оси подвижной колонны.

Вычислив, по существующим рекомендациям [ 5, с.60 ], размер

h₁ » (0,4 ± 0,1) × а = 0,5 × 3300 = 1650 мм находим положение растяжки.

Находим высоту подвижной колонны:

h = h₃ + h₁ + h₄ = 150+1650+150= 1950 мм.

Отложив от оси подвижной колонны влево 300 мм, находим положение оси неподвижной колонны.

Находим высоту неподвижной колонны:

h_кн = R_БЛ +А+В+ h₂ +Н + h₁ – h₃ = 158+300+110+3200+1950–150= 5568 мм

Длину стрелы определим по формуле:

l_С= а + 0,2 =3,3+0,2= 3,5 м ;

Длину растяжки рассчитаем по формуле:

l_р= .

Угол α определим исходя из рисунка 3.1

h₁=1650

α



a=3300


α=arctg(h₁/a)=arctg(1650/3300)=26,6⁰.

В итоге получаем длину стрелы (с учетом нахлеста с колонной) l_С =3500 мм, длину растяжки l_р = 4200 мм .

Далее находим точки приложения сил a_i и величины сил G_i:

G_С – веса основного элемента стрелы;

G_Р – веса растяжки;

G_Л – веса лебедки;

G_КП – веса подвижной колонны;

G_КН- веса неподвижной колонны;

F_X – осевой нагрузки на упорный подшипник;

F_R – радиальной нагрузки на радиальные подшипники опоры крана.

а = 3,6 м ;а_Л = 0,5 м ; а_С = а_Р = 1,8 м .

Предполагая изготовить подвижную колонну из двух швеллеров № 20а, а основной элемент стрелы и растяжку, каждую из двух швеллеров № 10 , определяем:

G_КП =

G_С =

G_Р = ;

G_Л ≈ 1,6× (m_РЕД + m_ДВ + m_Т) · g = 1,6 × (138 + 101 + 37) · 9,8 =4328 Н ,

где q – масса одного метра швеллера, кг [ 7, c. 140 ];

g – ускорение свободного падения , м / с² ;

l – длины швеллеров , м .

В этих формулах коэффициентом 1,15 учитываем массы накладок и косынок на основном элементе стрелы, растяжке и колонне, а коэффициентом 1,6 учитываем массы остальных элементов лебедки (муфты, рамы лебедки, крепежа и т.д.) .

Неподвижную колонну изготавливаем из трубы.

Внутренний диаметр трубы d₁ = d – 2 d , где d» 0,12 d – толщина трубы.

Ориентировочный наружный диаметр трубы d можно определить из условия прочности трубы неподвижной колонны на изгиб :


М_ОПРОК = G×a + G_Р×а_Р + G_С×а_С + G_Л×а_Л =

= 12740·3,6 + 813×1,8 + 736×1,8 + 4328×0,5 = 50186 Н×м .



где М _ОПРОК – опрокидывающий момент, действующий на кран;

0,8 – коэффициент, учитывающий возможные напряжения в сечении колонны,

отличные от изгибных;

с = d₁ / d» 0,75 при d» 0,12 d ;

[ s_И] – допускаемое напряжение изгиба для материала колонны [2, с.223 ].

Следовательно,d^ГОСТ=180мм;δ≈0,12d =0,12180≈ 22 мм; d₁ = d-2δ=180-222=136 мм;

Вес колонны из стальной трубы вычисляем по формуле

G_KH =V·ρ·g=0,0624·7800·9,8=4770 Н

V=0,785(d² – d₁²) · l_KH=0,785·(0,18²-0,136²)·5,718=0,0624 м³,

где V– объём; ρ=7800 кг/м³ – плотность стали; g=9,8 м/с².

3.2 Подбор подшипников для опор крана и определение размеров цапф

под подшипники. Подбор подшипников для отклоняющего блока

Радиальная нагрузка на подшипники верхней и нижней опор крана

F_R = М_ОПРОК /h = 50186 / 2,1 = 23898 Н ,

где h – расстояние между радиальными подшипниками верхней и нижней опор.

Такую нагрузку выдержит радиальный сферический шариковый «Подшипник 1216 ГОСТ РФ 5720-75» c размерами: d = 80мм ,D = 140 мм , В = 26 мм, у которого С₀ =24 кН >F_R = 23,9 кН [6, c. 136 ] . Выбирают сферические подшипники из-за их способности сохранять грузоподъёмность при значительных перекосах колец (до 2…3 градусов), в то время как остальные подшипники допускают всего от 2 до8 мин.

Осевая нагрузка на упорный подшипник

F_X = G + G_Р + G_Л + G_С + G_КП = 12740 +813 +4328+736+937 = 19554 Н

Такую нагрузку выдержит упорный шариковый подшипник 8204 ГОСТ РФ 6874-75 с размерами: d = 20 мм, D = 40 мм, В = 14 мм, у которого С₀ = 30 кН >F_X = 19,554 кН [6, c. 235].

Радиальные шарикоподшипники отклоняющего блока, в отличие от опор крана, подбираются по динамической грузоподъёмности С, так как частота вращения блока n_БЛ = 9,55V_K/ 0,5D_Б^пооси = 9,55 · 0,32 / (0,5· 0,280) = 21,8 об/мин > 1 об/мин.




где Р – эквивалентная радиальная динамическая нагрузка на подшипник, Н;

L_h – требуемый ресурс подшипника, ч;

n_БЛ – частота вращения блока, об/мин;

а₂₃ – коэффициент пересчёта стендовой грузоподъёмности к реальным

условиям эксплуатации.

Р = V · (F_RБЛ / 2) · К_б = 1,2 · (18202 / 2) · 1,2 = 13105H

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

F_RБЛ – радиальная нагрузка на два подшипника блока, Н;

К_б – коэффициент безопасности.

Радиальную нагрузку на подшипники можно найти как геометрическую сумму векторов натяжений каната до и после блока (графически или аналитически):



При диаметре оси блока 40 мм подбираем «Подшипник 208 ГОСТ 8338-75»

у которого С^КАТ = 32 кН >C^ТРЕБ = 31,982 кН , с размерами d = 40 мм, D = 80 мм,

В = 18 мм.
3.3 Определение продольных и поперечных усилий в элементах

металлоконструкции крана ( в основном элементе стрелы,

подкосе, растяжке)

Рисунок 3.2 – Схема нагружения фермы крана

Продольные усилия в стреле и подкосе, с небольшими допущениями, можно определить, как в стержнях фермы с шарнирными узлами в месте сварки.

3.3.1 Определяем силы, приходящиеся на узлы фермы от натяжения каната и сил тяжести: груза, лебедки, стрелы и подкоса.

Из равенства моментов сил относительно узлов I, II и III, например

G_C · a_C = G_CI · a ;G_C · ( a - a_C ) = G_CII · a , видно, что распределение сил по узлам обратно пропорционально расстояниям до узлов от точки приложения соответствующих сил. Тогда







Сумма вертикальных сил, действующих на первый ( I ) узел фермы,

F_{ВЕРТ 1} = G_I + G_CI + G_РI + G_ЛI =12740+368+406,5+601=14115,5Н .

3.3.2 Определяем продольные усилия в основном элементе стрелы и подкосе.

Векторы сил в силовом многоугольнике, составленном из сил, действующих на первый узел фермы, пропорциональны длинам стержней фермы.





Рисунок 3.3 – Силовой многоугольник из сил, действующих на узел 1



3.4 Проверочный расчёт элементов металлоконструкции крана
3.4.1 Расчёт основного элемента стрелы



Рисунок 3.4 - Схема нагружения основного элемента стрелы
3.4.1.1 Определяем реакции опор, в соответствии с рисунками 3.2 и 3.4

R_I=R_B =G_{С I}+G_{Л I} = 368+601= 969Н;

R_II=R_A =G_СIII+ G_ЛIII = 368+3727=4095Н.

3.4.1.2 Строим эпюру продольных сил

N_В = – F_С – F_МАХ = – 27118– 13000= – 40118Н;

N_Е^П = N_B + F_МАХ = – 40118+13000= – 27118Н;

N_A = N_E^П = – 27118Н.

3.4.1.3 Строим эпюры изгибающих моментов

М_ИВ = 0 Н·м;

M_ИD = R_I·(a – a_C) = 969×(3,6–1,8)=1744H·м ;

M_ИЕ = R_III·a_Л =4095·0,5 =2048H·м;
3.4.1.4 Проверяем прочность основного элемента стрелы в опасном сечении Е справа



где W_X – момент сопротивления изгибу сечения одного швеллера;

А – площадь поперечного сечения одного швеллера.

j - коэффициент продольного изгиба, зависящий от гибкости стрелы λ.

Таблица 6.1 – Коэффициент продольного изгиба j [ 2, c.243 ]

Гибкость l	0	20	40	60	80	100	120	140	160
Коэффициент j	1	0,97	0,92	0,86	0,75	0,60	0,45	0 ,36	0,29

где m – коэффициент приведения длины растяжки (если оба

конца шарнирных –m = 1);

r_X – радиус инерции швеллера (r_X = 39,9 мм , r_Y= 13,7 мм)



гдеl¢_П –расстояние между приваренными накладками (l¢_П=1м).

Коэффициент j выбирают по большей гибкости l. Рисунок 3.5

j=0,67
Допускаемое напряжение в сечении швеллера из стали Ст 3 при тяжелом режиме работы [σ] = 160 МПа [2, с.223] .


Прочность основного элемента стрелы из двух швеллеров №10 обеспечивается.

3.4.2 Расчётрастяжки



Рисунок 3.6 - Схема нагружения растяжки

3.4.2.1 Определяем реакции опор, в соответствии с рисунками 3.2 и 3.6

R_I= G_ПI =406,5 Н ;

R_III = G_ПII=406,5 Н .

3.4.2.2 Строем эпюру продольных сил

N_B = F_П – R_I·cos63,4⁰ = 30328 – 406,5·cos63,4 ⁰ = 30146 Н;

N_E^Л = N_B – G_Р · cos63,4 ⁰ = 30146– 813 · cos63,4 ⁰ = 30510 Н;

N_А=N_E^Л= 30510 Н.

3.4.2.3 Строемэпюруизгибающихмоментов:



3.4.2.4 Проверяем прочность подкоса в опасном сечении Е справа:



Допускаемое напряжение в сечении швеллера из стали Ст 3 при тяжелом

режиме работы [s ] = 160 МПа [2, с.223] .

s_Е =24,5 МПа < [σ ] = 160 МПа .

Прочность растяжки из двух швеллеров №10 обеспечивается.
3.4.3 Расчет поворотной колонны



Рисунок 3.7 – Схеманагружения подвижной колонны
3.4.3.1 Строим эпюру продольных сил

От силы тяжести подвижной колонны: N_{КП А}=0 ; N_{КП В} = – G_КП = – 937Н.

От остальных сил:

F_РХ= F_Р · sin α = 30,328·sin 26,6⁰ = 13,58 кН;

F_РУ= F_Р · cosα = 30,328·cos26,6⁰ = 27,12 кН .

N_A = 0 ;

N_D = N_A – R _II– F_РХ = 0 – 406,5– 13580 =–13986,5Н ;

N_E = N_D –R_III= –13986,5– 3811 = – 17797,5Н ;

F_X = N_B^Σ= N_Е – G_КП = – 17797,5 – 937 = – 18734,5 Н .

N_{КП Е} = N_{КП В} · (АЕ/АВ) = – 937 · ( 1,95/2,1) = – 870 Н ;

N_E^Σ = N_E + N_{КП Е} = – 17797,5– 870 = – 18667,5 Н.

3.4.3.2 Строят эпюру изгибающих моментов:

Σ М _В = 0 ;–F_С·h₃+F_РУ · (h₁+h₃)–F_RA·h = 0 ;



ΣΥ = 0;

F_RB =F_RA–F_ПУ +F_С = 23,25–27,12+27,11=23,24 кН .

M_ИD =F_RA ∙ h₄ =23,25 · 0,15 = 3,49 кН∙м;

M_ИЕ = – F_RB×h₃ = – 23,24 ∙ 0,15 = – 3,49кН∙м.

3.4.3.3 Проверяют прочность колонны в наиболее нагруженном сечении Е:



При

jвыбирают по большей гибкостиl.

j = 0,91 [2, с.243].

Допускаемое напряжение [σ] = 160 МПа [2, с.223]

s_Е =14,5 МПа < [σ] = 160 МПа.

Следовательно, прочность колонны обеспечивается.
3.4.4 Расчет неподвижной колонны


Рисунок 3.7 – Схеманагружениянеподвижной колонны
3.4.3.1 Строим эпюру продольных сил

От силы тяжести подвижной колонны: N_{КН А}=0 ; N_{КН В} = – G_КН = – 4700 Н.

От воздействия подвижной колонны: N_А=0 ;N_В = N_Е = – F_Х = – 18734 Н.

N_E^Σ = N_E + N_КНЕ = – 18734– 4700 = – 23434 Н

3.4.3.2 Строят эпюру изгибающих моментов:

M_ИА =0 Н∙м;

M_ИВ =F_RA ∙ h =23,25 · 2,1 = 48,83кН∙м;

M_ИЕ=F_RA∙h_КН–F_RВ∙(h_КН–h)=23,25∙5,718–23,24∙(5,718–2,1)=48,86кН∙м.

3.4.3.3 Проверяют прочность колонны в наиболее нагруженном сечении Е:





.

При



Выбираем трубу с большим диаметром: d^ГОСТ=245мм;δ≈0,12d =0,12245≈30 мм; d₁ = d-2δ=245-230=185 мм





При


jвыбирают по большей гибкостиl.

j = 0,34 [2, с.243].



Допускаемое напряжение [σ] = 160 МПа [2, с.223]

s_Е =52 МПа < [σ] = 160 МПа.

Следовательно, прочность колонны обеспечивается.

Уточняем вес неподвижной колонны:

G_KH =V·ρ·g=0,116·7800·9,8=8867 Н

V=0,785(d² – d₁²) · l_KH=0,785·(0,245²-0,185²)·5,718=0,116 м³.

4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ УСИЛИЯ ДЛЯ ПОВОРОТА КРАНА

Для определения усилия поворота крана необходимо определить момент сопротивления вращению при разгоне крана.

При Q< 5т – поворот крана вручную.

Т_{РАЗГОНА} = Т_{СОПРОТ СТАТ}+ Т_{СОПРОТ ИН} ,

где Т_{РАЗГОНА} - момент сил сопротивления повороту при разгоне масс;

Т_{СОПРОТ СТАТ} – статическая составляющая момента сопротивления;

Т_{СОПРОТ ИН}– динамическая составляющая момента сопротивления.

Так как поворот крана вручную Т_{СОПРОТ ИН} = 0.

Т_{СОПРОТ СТАТ} = Т_ТР+Т_НАКЛ +Т_ВЕТРА = 21,4 + 440 + 0 = 461,4Н·м,

где Т_ТР - сопротивление повороту крана от сил трения в опорах;

Т_НАКЛ - сопротивление повороту крана от наклона оси колонны крана;

Т_ВЕТРА- сопротивление от ветровой нагрузки.

Так как кран находится в помещенииТВЕТРА = 0.

Т_НАКЛ =МОПРОК ·sinα = 48887 ·0,009 = 440H·м;

T_ТР= T₁+T₂+T₃= 9,3 +9,3+2,8=21,4Н·м,

где T₁ = F_Rf_Bd_b/2 =23280·0.01· 0,08/2= 9,3Н·м–момент сил трения в радиальных подшипниках верхней опоры;

T₂= F_Rf_Нd_Н/2 = 23280·0.01· 0,08/2= 9,3 Н·м –момент сил трения в радиальных подшипниках нижней опоры;

= 18734·0,015·0,02/2 =2,8Н·м–момент сил трения в упорном подшипнике,

где f – приведенный коэффициент трения в подшипниках (f= 0,1, если ПС; f=0,01, если радиальные ПК; f=0,015, если упорные ПК).

Проверяем возможность рабочего самостоятельно без приспособлений повернуть кран с грузом.

Определяем силу сопротивления

F_СОПР =TСОПРОТ СТАТ / а = 461,4/ 3,6 = 128,2 Н.

Усилие рабочего определяется по формуле

F_РАБ=F_СОПР /cos45= 128,2/0,707= 181,3Н.

Так как F_РАБ =181,3 Н< 200H – рабочий может перемещать груз без применения дополнительных механизмов.


5 КОНСТРУИРОВАНИЕ ОПОРНОЙ ЧАСТИ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ

РАЗМЕРОВ ФУНДАМЕНТНЫХ БОЛТОВ



Рисунок 5.1

Дано: а = 1000 мм; с = 800 мм; b= 600 мм; Fx=18734H

[σ_см]_бетона = 3 МПа; ;

М^I_ОПР= 48887 + 18734 · 0,3=54507Н·м.

5.1 Определяем напряжения в основании кронштейна:

а) от силыF^I_X

σ^Fx=Fx’ / A=27601 / 0,64=0,043МПа,

гдеA= =0,64 м² – площадь опорной поверхности плиты.

б) от момента

σ_М= 0,376МПа,

где .

5.2 Определяем усилие предварительной затяжки из двух условий:

а) из условия не раскрытия стыка у левой кромки:

σ_Л= σ_Fx- σ_M+ σ_ЗАТ≥ 0 .

σ_ЗАТ= σ_M-σ_Fx= 0,376 - 0,043= 0,333 МПа.

F_затmin= σ_ЗАТ· ( a²–b²) / z = 0,333 · (1000²-800²) / 8 = 14985Н.

б) из условия не смятия бетона у правой кромки:

σ_П=σ_Fx+ σ_M+ σ_ЗАТσ_СМ^Бетона .

σ_ЗАТ= σ_СМ^Бетона- σ_Fx- σ_M = 3- 0,043-0,376= 2,58МПа.

F_{зат max}= σ_ЗАТ · ( a²–b²) / z = 2,58· (1000²-800²) / 8 = 116100 Н.

Зададим силу затяжки с некоторым запасом:

F_зат= F_затmin· К=14,985 ·1,3 = 19,5кН.

5.3 Находим полную нагрузку на болт

F_б = F_зат + X·F_вн=19,5+ 0,13·19,26 = 22 кН,

где F_вн = М^I_ОПР / z^I · r-F^’x/z = 54507/ 6·0,4 – 27601/8 = 19261Н.

5.4 Определяем минимально необходимый диаметр стержня болта:

мм;

Так как по нормам Ростехнадзора диаметр анкерного болта не может быть меньше 24 мм, принимаем анкерный болт с резьбой М24.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Кузьмин А. В., Марон Ф. Л. Справочник по расчетам механизмов подъемно-транспортных машин. Изд. 2-е, перераб.- Минск: Вышэйшая школа, 1983 .- 350с.

2 Руденко Н. Ф. и др. Курсовое проектирование грузоподъемных машин.-М.: Ма­шиностроение, 1971.- 464 с.

3 Подъемно-транспортные машины: Атлас конструкций / Под ред. М. П. Александрова и Д. Н. Решетова.- М.: Машиностроение, 1973.

4 Курсовое проектирование грузоподъемных машин: Учеб. пособие для студентов машиностр. спец. вузов / С. А. Казак, В. Е. Дусъе, Е. С. Кузнецов и др.; Под ред. С. А. Казака.- М.: Высш. школа, 1989.- 319 с., ил.

5ЖингаровскийА.Н.и др. Грузоподъемные машины: Учебное пособие .-Ухта:Отдел оперативной полиграфии УИИ, 1998 .- 155 с.

6Перель Л.Я. Подшипники качения : Справочное пособие.- М. : Машиностроение, 1983.- 544 с., ил.

7 Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. Т.1.-

5 изд.- М. : Машиностроение, 1979.- 570 с.

8 Методические указания для выполнения лабораторного практикума по курсу «Детали машин и подъемно-транспортные устройства» / Сост. В.А. Беляев и др.. – Уфа: Ротапринт филиала УГТ-2 Госкомиздата БАССР, 1982.- 30 с.

9 Методические указания к выполнению лабораторного практикума по курсу «Детали машин и подъемно-транспортные устройства» / Сост. Л.Ш.Шустер, О.Ф.Ноготков, В.А.Беляев .- Уфа: Ротапринт филиала УГТ-2 Госкомиздата БАССР, 1983 .- 36с.