курсовой проект по дисциплине Грузозахватные и грузоподъемные механизмы промыслового оборудования. курсовой проект по дисциплине Грузозахватные и грузоподъемные ме. Курсовой проект по дисциплине Грузозахватные и грузоподъемные механизмы промыслового оборудования (наименование дисциплины) на тему Проект расчёта элементов трубоукладчика
 Скачать 0.83 Mb.
|
|
H гайки крепления крюка к траверсе определяет- ся по формуле: 𝐻 = 4𝐺𝑡 𝜋(𝑑 2 − 𝑑 1 2 ) · [𝑝] ′ (12) Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 14 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ где t – шаг резьбы. Для нарезанной части крюка принимаем метрическую резьбу с крупным шагом t=3 мм; [p] – допускаемое давление (сталь по стали), принимают в пределах [1]: [p ]≤(300…350) кг/см 2 ; d – наружный диаметр резьбы, см. Подберем по найденному значению H стандартную высокую гайку [2]. Высота гайки должна быть не менее: H = 4 · 1600 · 0.3 3,14 · (2,5 2 − 2,0 2 ) · 330 = 0,824 см Для метрической резьбы высота гайки 𝐻 ф = (𝐻 · 3) + 4 … 8 = 8,24 · 3 + 4 … 8 = 30мм (13) Наружный диаметр гайки: D н = 1,8 · d 2 = 1,8 · 20 = 36 мм 3.5 Конструкция подвески крюка. Проверка на прочность ее элементов: траверса, ось блоков, серьга 3.5.1 Подвеска крюка Крюковая подвеска (рисунок 3) состоит из крюка, траверсы, опорного подшипника, специальной гайки для крепления крюка на траверсе, щек обой- мы, подвижных блоков полиспаста и оси крепления блоков. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 15 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ Выбираем крюковую подвеску грузоподъемностью 5 тонн. Рисунок 4 - Крюковая подвеска Крюки крановые с цилиндрическим хвостовиком изготавливаются ме- тодом горячей штамповки с последующей механической обработкой хвосто- вика. Крюки по наибольшей грузоподъемности разделены на номера от 1 до 26, а по длине хвостовика – на типы А и Б: А – с коротким хвостовиком, Б – с длинным хвостовиком. 3.5.2 Проверка на прочность траверса Она изготовлена из стали 45, имеющей предел прочности σ в =6100 кгс/см 2 , предел текучести σ т =4300 кгс/см 2 , предел выносливости σ -1 =2500 кгс/см 2 . Траверсу рассчитывают на изгиб при допущении, что действующие на нее силы сосредоточенные, кроме того, считают, что перерезывающие силы Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 16 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ незначительно влияют на изгибающий момент. После конструктивной прора- ботки определяем расчетные размеры, т.е. расстояние между осями крайних блоков b=200 мм. Расчетная нагрузка на траверсу: 𝑄 𝑝 = к б · 𝑄 (14) где к б =1,2 – коэффициент безопасности. 𝑄 𝑝 = 1,2 · 1600 = 1920 кгс Максимальный изгибающий момент: М и = 𝑄 𝑝 · 𝑏 4 = 1920 · 24 4 = 11520 кгс · см (15) Момент сопротивления среднего сечения траверсы: 𝑊 = 𝑀 [𝜎] (16) где [σ] – допускаемое напряжение на изгиб, МПа. Так как напряжения в траверсе изменяются по пульсирующему циклу, то принимаем [σ]=600...1000 кгс/см 2 𝑊 = 11520 [800] = 14,4 см 3 Максимальный изгибающий момент рассчитывается по формуле: Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 17 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ 𝑀 𝑚𝑎𝑥 = 𝐺 4 (𝑏 − 0,5 · 𝑑 2 ) = 1600 4 (24 − 0,5 · 2,0) = 9200 кг · см (17) Момент сопротивления среднего сечения траверсы, ослабленной от- верстием: 𝑊 = 1 6 (𝑏 1 − 𝑑 2 ) · ℎ 2 (18) где d 2 =d 1 +(2…5)=20+4=24 мм; b 1 =D 1 +(10…20)=40+10=50 мм – ширина траверсы; назначается с уче- том наружного диаметра D 1 посадочного гнезда для упорного подшипника; h – высота траверсы, определяемая по формуле: ℎ = � 6𝑊 𝑏 1 − 𝑑 2 = � 6 · 14,4 5 − 2,4 ≈ 5,764 см (19) 𝑊 = 1 6 (5 − 2,4) · 5,764 2 = 13,821 см 3 3.5.3 Проверка на прочность поперечины крюка Размеры поперечины b и h принять из расчета: 𝑏 ≥ 2𝑑 2 , ℎ = 0,8𝑏, 𝑑 2 = 1,1𝑑 1 (20) 𝑑 2 = 1,1 · 2 = 2,2 см; 𝑏 ≥ 2 · 2,2 = 4,4 см; ℎ = 0,8 · 4,4 = 3,52 см Напряжение в поперечине: Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 18 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ 𝜎 изг = 𝑀 𝑚𝑎𝑥 𝑊 ≤ [𝜎 изг. ] (21) 𝜎 изг = 9200 13,821 = 665,7 кгс см 2 ≤ [1000]кгс/см 2 Рисунок 5 - Поперечина крюка 3.5.4 Проверка цапфы поперечины на прочность Изгибающий момент найдем из соотношения: 𝑀 2 = 𝐺 2 · 𝑆 1 + 𝑆 2 , кг см (22) Напряжение изгиба определим из зависимости: 𝜎 изг = 𝑀 2 0,1 · 𝑑 ц 3 (23) где 0,1d 3 – момент сопротивления круглого сечения стержня. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 19 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ Рекомендуется принять диаметр оси блока d 0 =d ц , равный диаметру цапфы поперечины. d 0 =48 мм; толщину защитного листа S1 принять равной S 1 =(2…3) мм; толщину серьги принять равной S=(16…20) мм; ширину серьги принять b=2d б Тогда удельное давление в цапфах найдем как допускаемое напряже- ние изгиба для кранового механизма: 𝑃 = 𝐺 2𝑑(𝑆 + 𝑆 1 ) ≤ [𝑃] (24) 𝑀 2 = 1700 2 · 2 + 0,3 2 = 977,5 кг · см 𝜎 изг = 977,5 0,1 · 4,8 3 = 88,38 кг/см 2 𝑃 = 1700 2 · 4,8 · (2 + 0,3) = 76,99 кг/см 2 ≤ [𝑃] где [P]= 350 кг/см 2 допускаемое напряжение для стали 45. 𝑃 = 76,99 кг см 2 ≤ [350] кг см 2 Ось блоков (рисунок 6) рассчитывается на изгиб. Так как трудно гаран- тировать вполне равномерное распределение давления по длине ступиц бло- ков, то при определении изгибающего момента оси в опасном сечении давле- ния блоков на ось считают сосредоточенными силами и рассчитывают макси- мальный изгибающий момент по формулам: Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 20 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ 𝑀 из 𝑚𝑎𝑥 = 𝐺 2 · � 𝑙 0 − 𝑙 𝑐 2 � = 1600 2 · � 20 − 10 2 � = 4000 кгс · см (25) Рисунок 6 - Схема к расчету осей блоков 3.5.5 Проверка на прочность серьги Определяем напряжение разрыва в сечении A 1 -B 1 ( рисунок 7): 𝜎 𝑝 = 𝐺 2 · 𝑏 · 𝑆 ≤ �𝜎 𝑝 � (26) 𝜎 𝑝 = 1600 2 · 9,6 · 2 = 41,6 кг см 2 ≤ [2300] кг см 2 Определяем напряжение разрыва сечения A 2 -B 2 ( рисунок 6): 𝜎 𝑝 = 𝐺 2 · (𝑏 − 𝑑) · 𝑆 ≤ �𝜎 𝑝 � (27) Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 21 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ 𝜎 𝑝 = 1600 2 · (9,6 − 4,8) · 2 = 83,4 кг см 2 ≤ [2300] кг см 2 Рисунок 7 - Расчет опасных сечений серьги Напряжение на внутренней поверхности отверстия серьги в сечении A3-B3 ( рисунок 7): 𝜎 1 = 𝑃 · [2 · 𝑅 2 + 𝑑 2 ] [2 · 𝑅 2 − 𝑑 2 ] ≤ �𝜎 𝑝 � (28) 𝜎 1 = 76,99 · [2 · 5,3 2 + 4,8 2 ] [2 · 5,3 2 − 4,8 2 ] = 184,04 кг см 2 ≤ [2300] кг см 2 Напряжение на наружной поверхности: 𝜎 2 = 𝑃 · 2 · 𝑑 2 [2 · 𝑅 2 − 𝑑 2 ] ≤ �𝜎 𝑝 � (29) 𝜎 2 = 76,99 · 2 · 4,8 2 [2 · 5,3 2 − 4,8 2 ] = 107,051 кг см 2 ≤ [2300] кг см 2 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 22 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ 3.6 Геометрический расчет барабана. Расчет барабана на прочность Диаметр барабана выбирается таким образом, чтобы при навивании на него волокна или проволоки каната не испытывали больших напряжений из- гиба. Практикой установлены минимальные размеры барабана для прово- лочного каната D 0 ≥(16/30)d k в зависимости от условий его эксплуатации. Диа- метр барабана принимают из ряда Ra20, мм: 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 220, 250, 280, 320, 360, 400, 450, 500. Примем D 0 =140 мм. Полезная длина барабана определяется в основном его канатоемко- стью, т. е. длиной каната, которая должна быть намотана на него. Величина l определяется заданной высотой подъема груза H max и кратностью принятого полиспаста i п : 𝑙 = 𝐻 𝑚𝑎𝑥 · 𝑖 п = 15 · 4 = 60 м (30) По величине l находят количество рабочих витков каната на барабане: 𝑧 𝑝 ≈ 𝑙 𝜋 · 𝐷 0 = 60 3,14 · 0,14 ≈ 137 (31) На барабане должно быть предусмотрено место для двух-трех допол- нительных витков, которые никогда не должны сматываться с барабана и ко- торые служат для уменьшения усилия действующего на крепление конца ка- ната к барабану. Полное число витков каната на барабане: 𝑧 = 𝑧 𝑝 + 𝑧 𝑑 = 137 + 3 = 140 (32) Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 23 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ где z d =3 – число дополнительных неприкосновенных витков. Полезная длина барабана: 𝐿 0 = 𝑠 · 𝑧 = 0,007 · 140 = 0,98 м (33) Для определения полной длины барабана L нужно к полезной, его длине L 0 прибавить (рисунок 8) участки L’ и L’’ для закрепления конца каната, на фланцы и т. д.: 𝐿 = 𝐿 0 + 𝐿 ′ + 𝐿 ′′ = 980 + 100 + 100 = 1180 мм (34) где L’=80…130 мм – длина гладкой части барабана; L’’=100 мм – на закрепление каната с одной стороны барабана. Толщина стенки чугунного барабана определяется по следующей эм- пирической формуле: 𝛿 = 0,02 · 𝐷 + (0,6 … 1,0) = 0,02 · 140 + (0,6 … 1,0) = 3,8 мм (35) Основным напряжением, возникающим в барабане под действием оги- бающего его каната, является сжатие. Для определения величины этого напряжения вырежем из барабана один виток и применим к нему теорию напряженного состояния кольца, подверженного распределенному по его наружной поверхности давлению (задача Ламэ). При натяжении каната T 0 его давление 1 погонного см на поверхность барабана равно: 𝑃 = 2𝑇 0 𝐷 0 = 2 · 156,045 14 = 22,29 кг см (36) Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 24 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ А удельное давление на 1 см 2 этой поверхности: 𝑃 = 2𝑇 0 𝑠𝐷 0 = 2 · 156,0,45 0,7 · 14 = 31,84 кг/см 2 (37) Наибольшие напряжения сжатия при таком нагружении получаются на внутренней поверхности кольца: 𝜎 сж,𝑚𝑎𝑥 = 𝑝 2𝐷 2 𝐷 2 − 𝐷 в 2 (38) Подставим в это уравнение значение p и упростим его, приняв D 0 ≈D в Тогда после преобразований получим: 𝜎 сж,𝑚𝑎𝑥 = 𝑇 0 𝑧 · 𝛿 ≤ 𝜎 сж (39) 𝜎 сж,𝑚𝑎𝑥 = 156,045 140 · 3,8 = 0,293 кг см 2 ≤ 700 кг см 2 Допускаемое напряжение сжатия для чугунных барабанов принимается в пределах σ сж =700- 900 кг/см 2 , а для литых и сварных стальных барабанов σ сж =1000- 1200 кг/см 2 Кроме сжатия, в теле барабана возникают еще дополнительные напря- жения изгиба и кручения, значительно меньшие σ сж Наибольшие напряжения изгиба получаются при набегании каната на середину барабана, крутящим же моментом является грузовой момент барабана: 𝑀 из.𝑚𝑎𝑥 ≈ 𝑇 0 · 𝐿 4 = 156,045 · 118 4 = 4603,32 кг · см (40) Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 25 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ Напряжения и моменты сопротивления: 𝑀 кр ≈ 𝑇 0 · 𝐷 0 = 156,045 · 14 = 2184,63 кг · см (41) 𝜎 из = 𝑇 0 · 𝑙 𝑊 = 𝑇 0 · 𝑙 · 𝐷 0,4(𝐷 4 − 𝐷 в 4 ) = 156,045 · 6000 · 14 0,4(14 4 − 13,62 4 ) = 818,4 кг/см 2 (42) Внутренний диаметр барабана: 𝐷 в = 𝐷 0 − 2 · 𝛿 = 140 − 2 · 3,8 = 132,4 мм (43) 𝜏 кр = 𝑇 0 · 𝐷 0 𝑊 𝑝 = 𝑇 0 · 𝐷 0 · 𝐷 0,4(𝐷 4 − 𝐷 в 4 ) = 156,045 · 14 · 13,24 0,4(14 4 − 13,24 4 ) = 9,407 кг см 2 (44) где W и W p – соответственно, экваториальный и полярный моменты сопро- тивления поперечного сечения барабана. 3.7 Крепление конца каната на барабане Все конструкции крепления конца каната на барабане основаны от ис- пользовании сил трения. При расчете этих креплений следует учитывать уменьшение усилия, действующего на крепление, за счет трения неприкосно- венных витков каната о поверхность барабана, вводя в расчет достаточно низ- кий коэффициент трения и минимальное регламентированное число этих вит- ков. Усилие для расчета крепления составит: 𝑇 ′ ≈ 0,4 · 𝑇 0 = 0,4 · 156,045 = 62,418 кг (45) Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 26 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ Для надежного закрепления каната (рисунок 8) необходимо, чтобы 2F>T’, или 2F>cT’, где F – силы трения между канатом и барабаном и кана- том и нажимной планкой, а c=1,25 – коэффициент надежности соединения. С другой стороны, 2F=ωP, где P – суммарное нажатие винтов и ω≈0,35 - коэф- фициент удельного сопротивления перемещению каната в зажиме. Отсюда: 𝑃 = 𝑐 · 𝑇 ′ 𝜔 = 1,25 · 62,418 0,35 = 222,921 кг (46) Внутренний диаметр винтов рассчитывается на сжатие по формуле: 𝑑 1 = � 4 · 𝑃 𝜋 · 𝑧 · 𝜎 сж (47) где z=2 – число винтов; σ сж – допускаемое напряжение сжатия. С учетом неизбежного изгиба болтов, вследствие нецентральной их нагрузки, а также кручении при затяжке следует принимать σ сж =600-700 кг/см 2 для болтов из Ст. 3. Подставив данные в формулу (47) получим: 𝑑 1 = � 4 · 222,921 3,14 · 2 · 700 ≈ 0,45 см По расчетному d 1 подбирают по ГОСТу ближайший больший номи- нальный диаметр d винтов. Таким образом, d= 4,5мм. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 27 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ Рисунок 8 - Крепление каната на барабане Для уменьшения расчетного нажатия винтов P целесообразно исполь- зовать принцип заклинивания, выполнив прилегающие к канату поверхности барабана и планки. При такой конструкции давление винтов P’ передается на канат со стороны барабана и планки в виде двух сил K, в сумме составляющих P’=2Ksin ɣ. Угол заклинивания 2ɣ обычно принимают равным 90°. Тогда P’=1,4K. Для закрепления каната суммарное нажатие равное 2K, должно быть равно P: 𝑃 ′ = 0,7 · 𝑃 = 0,7 · 222,921 = 156,05 кг (48) Это означает, что за счет заклинивания каната расчетное нажатие вин- тов может быть понижено на 30%. В настоящее время наиболее распространенным благодаря простоте, надежности, удобству осмотра и проверки, является крепление конца каната к наружной поверхности барабана при помощи прижимных планок (рисунок 9), нормальные размеры которых приведены в таблице 1. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 28 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ Таблица 1 – Размеры планки для крепления каната на барабане Для осуществления этого крепления гребень, разделяющий второй и третий витки канавки, частично удаляется, и канат переводится в третий виток канавки, освобождая, таким образом, второй виток для винтов и прижимных планок. Методика расчета этого крепления в общем аналогична предыдущей, однако экспериментальное исследование его показало, что в его работе суще- ственную роль играет трение крепежных витков каната о поверхность бараба- на (подобно трению неприкосновенных витков); это трение уравновешивает примерно 35% усилия T’, вследствие чего на долю самих зажимов остается ≈0,65·T'. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 29 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ Рисунок 9 - Крепление каната на барабане Болты этого крепления работают на растяжение. Однако вследствие нецентрального нагружения болтов в них возникают уже при затяжке значи- тельные напряжения изгиба. При нагружении крепления сила T’ стремится сдвинуть крепежные планки, вследствие чего в болтах возникают дополни- тельные напряжения изгиба. Если при этом учесть еще напряжения кручения, возникающие при затяжке болтов, то оказывается, что суммарное напряжение в болтах σ т ≈3σ р значительно отличается от основного σ р . По данным выше- упомянутого исследования установлено, что необходимо учесть при назначе- нии допускаемого напряжения σ р для расчета болтов. Расчетное нажатие всех болтов крепления с учетом трения крепежных витков о поверхность барабана: 𝑃 = 𝑐 · 0,65 · 𝑇 ′ 𝜔 = 1,25 · 0,65 · 62,418 0,35 = 144,9 кг (49) По усилию P определяется внутренний диаметр болтов: Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 30 КОНГП.15.03.02.7 ПЗ 𝑑 1 = � 4 · 𝑃 𝜋 · 𝑧 · 𝜎 р = � 4 · 144,9 3,14 · 2 · 1540 = 0,244 см (50) где σ р =1540 кг/см 2 – допускаемое напряжение изгиба (по справочнику). По найденному d 1 подбирают соответствующий номинальный диаметр болтов d 1 =2,44 мм. Если ориентироваться на нормализованные планки по таблице 1, где указаны диаметры отверстий в планках, а, следовательно, и диаметры болтов, то целесообразно рассчитать усилие |