Проект механизма подъема тележки мостового крана для условий металлургического предприятия

   – статический момент сопротивления при опускании груза

  номинальной массы;

 – табличный тормозной момент.

 

Из справочных таблиц выбираем колодочный тормоз ТКТГ-300м с гидротолкателем [1, с. 519].

Сила трения между колодкой и  шкивом:

 

 

Сила нажатия колодки на шкив:

 

где   – коэффициент трения [1, с. 86],

 

 

 

Усилие замыкающей пружины:

 

где   – параметры

плеч рычагов толкателя типа ТГМ-50 [1, с. 519];

 – вес деталей толкателя;

 – КПД рычажной системы,

 

Тяговое усилие на штоке электрогидротолкателя при растормаживании:

 

 

Следовательно, гидротолкатель типа ТГМ-50 с тяговым усилием 500 Н, ходом поршня 50 мм подобран верно.

Высота тормозной колодки:

 

 

Принимаем что соответствует углу обхвата шкива колодкой [1, с. 87].

Ширина тормозной колодки:

 

где  p – допускаемое давление для тормозов, p = 0,3 [Н/мм²],

 

Расчетное усилие основной пружины:

 

 

Пружину принимаем из стали 60С2А, , предел текучести при кручении [1, с. 87].

Расчет пружины производим по предельному  усилию при полностью сжатой пружине:

 

где   –  коэффициент запаса, учитывающий необходимость

изменения усилия пружины при регулировке тормоза,

 

Диаметр проволоки пружины из условий  деформации при кручении:

 

где   – коэффициент кривизны;

 – отношение среднего диаметра  пружины к диаметру проволоки

 – допускаемое напряжение при предельном усилии:

 

 

Принимаем

 

По справочным таблицам (ГОСТ 9389-75) выбираем пружину диаметром прутка [1, с. 89].

Средний диаметр пружины:

 

 

В короткоходовых тормозах рабочая длина пружины:

 

 

Принимаем

Наименьший зазор между витками  в рабочем состоянии:

 

 

Принимаем

Шаг рабочих витков пружины:

 

 

Число рабочих витков:

 

 

Длина полностью сжатой пружины:

 

 

 

 

Длина пружины в свободном состоянии:

 

 

Шаг витков ненагруженной пружины:

 

 

Полная длина пружины в свободном состоянии:

 

 

Так как шток тормоза является направляющей для пружины, то для обеспечения ее устойчивости должно соблюдаться условие [1, с. 88]:

 

 

Наибольшее напряжение в материале  пружины:

 

где  k – коэффициент для расчета пружин, k = 1,11 [1, с. 88].

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3 ПРОЧНОСТНЫЕ РАСЧЕТЫ ЭЛЕМЕНТОВ МЕХАНИЗМОВ

 

3.1 Расчёт крюковой подвески

 

3.1.1 Выбор и прочностной расчёт крюка

 

Крюк проверяют на прочность  в сечениях 1 – 1, А – А и  А¢ – А¢ см. рис. 2.1.

Крюк изготовлен из стали 45. Резьба шейки крюка – трап. 80х10, d₁ = 85 мм.            [1, с.471]. В сечении 1 – 1 крюк рассчитывают на растяжение:

 

 

 

При более точных расчётах проверяют  шейку крюка на усталостную прочность.

В сечении А – А крюк рассчитывают как кривой брус, нагруженный эксцентрично приложенным усилием. Наибольшее напряжение растяжения внутренних волокон сечения А – А:

 

 

где  F  –  площадь сечения А – А:

 

 

где b₁, b₂ – меньшее и большее основания трапеции соответственно, мм;

b₁ = 20 мм [1, с. 462], b₂ = 90 мм (получено геометрически);

h – высота трапеции, h = 150 мм [1, с. 462].

Заменив действительное сечение крюка  равновеликой трапецией, находим её центр тяжести (рисунок 3.1).

После замены действительного сечения  равновеликой трапеции имеем, мм²:

 

 

e₂  –  расстояние от центра тяжести сечения до внутренних волокон, мм:

 

 

 

k   –  коэффициент, зависящий от кривизны и формы сечения крюка,

 

 

 

где  r   –  расстояние от центра приложения нагрузки до центра тяжести

сечения, мм:

 

где   D  –  диаметр зева, D = 150 мм [1, с. 462],

 

 

e₁  –  расстояние от центра тяжести сечения до наружных волокон, мм

 

 

 

 

 

Рисунок 3.1 – Сечение крюка и равновеликая трапеция

 

Итак,

 

 

Определим наибольшее напряжение растяжения сечения, МПа:

 

 

Напряжение в сечении А¢ – А¢ определяют при условии, когда стропы расположены под углом α = 45° к вертикали.

Усилие разгибающее крюк, Н:

 

 

 

 

 

 

 Наибольшее напряжение растяжения внутренних волокон в сечении А¢ – А¢:

¢¢

 

¢¢

 

Значение параметров F, D, e_2, k сечения А¢ – А¢ принимаем такими же, как для сечения А – А, так как оба сечения примерно равны между собой.

¢¢

 

Касательное напряжение (на срез) в сечении А¢ – А¢:

 

 

Суммарное напряжение в сечении А¢ – А¢ третьей теории прочности:

¢¢

 

 

Допускаемое напряжение [s] = s_Т / n_T, здесь n_T – запас прочности по пределу текучести, имеющий для легкого режима работы значение, s_Т = 250 МПа, n_T = 1,2  [1, с. 61].

В нашем случае:

 

Расчётные напряжения в сечениях А – А и А¢ – А¢ меньше допускаемых, следовательно, условие прочности выполняется.

3.1.2 Выбор упорного подшипника

 

Для крюка диаметром шейки d₁ = 85 мм выбираем упорный подшипник, зная, что расчётная нагрузка на подшипник должна быть равна или меньше статической грузоподъёмности, Н:

 

где      k_б  –  коэффициент безопасности, k_б = 1,2 [1, стр. 471];

 

Выбираем упорный однорядный подшипник  лёгкой серии 8217 по          ГОСТ 6874-75 со статической грузоподъёмностью С₀ = 239000 [H] [1, стр. 469].

188350 H < 239000 H.

 

3.1.3 Прочностной расчёт траверсы крюка

 

Траверса изготовлена из стали 45, имеющей предел прочности s_в = 610 МПа, предел текучести s_Т  = 430 МПа, предел выносливости s_-1 = 245 МПа [1, с. 61].

Траверсу рассчитывают на изгиб  при допущении, что действующие  на неё силы сосредоточенные; кроме  того, считают, что перерезывающие силы незначительно влияют на изгибающий момент. После конструктивной проработки определяют расчётные размеры, т.е. расстояние между осями крайних блоков b = 225 мм [1, с. 471].

Расчётная нагрузка на траверсу Q_p = 188350 Н (такая же, как и на упорный подшипник).

 

Максимальный изгибающий момент:

 

 

 

Момент сопротивления среднего сечения траверсы:

 

где  [s] –  допускаемое напряжение на изгиб:

 

 

Так как напряжения в траверсе изменяются по пульсирующему циклу, их приближённо  принимают [s] = 60 … 100 МПа [1, с. 62]. Принимаем [s] = 90 МПа.

Рисунок 3.2 – Траверса

 

Тогда момент сопротивления равен:

 

Момент сопротивления среднего сечения траверсы (рисунок 5.3), ослабленной отверстием:

 

где     b₁  –  ширина траверсы, назначается с учётом наружного диаметра D₁,

посадочного гнезда для упорного подшипника:

 

 

 

 

h   –  высота траверсы определяется по формуле определения момента

сопротивления среднего сечения траверсы, ослабленной отверстием, см:

 

 

Принимаем высоту траверсы h = 120 мм.

Изгибающий момент в сечении Б – Б:

 

 

 

Минимальный диаметр цапфы под  подшипник:

 

 

 

Принимаем d = 75 [мм].

 

 

 

 

 

 

3.1.4 Выбор подшипников блоков

 

Поскольку подшипники блоков работают при переменном режиме нагрузки, то эквивалентную нагрузку определим  по формуле:

 

где  Р₁, Р₂, Р₃, … , Р_n – эквивалентные нагрузки;

L₁, L₂, L₃, … , L_n  – номинальные долговечности (время в течении которого

действуют эквивалентные нагрузки Р₁, Р₂, … , Р_n, млн. об.).

Для радиальных шарикоподшипников  эквивалентную нагрузку при каждом режиме вычислим по формуле:

_d

где F_r   –  радиальная нагрузка, Н;

 F_a   –  осевая нагрузка, Н; в нашем случае F_a = 0;

 X, Y –  коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, для однорядных 

        шарикоподшипников  при F_a / (F_r × V) £ e, X = 1, Y = 0;

где  e   –  коэффициент осевого нагружения, зависящий от угла контакта;

V  –  коэффициент вращения; при вращении внутреннего кольца

относительно направления нагрузки V = 1 и при вращении наружного

кольца, V = 1,2;

k_d  –  коэффициент безопасности; k_d = 1,2 [1, стр. 471];

k_t  –  температурный коэффициент; k_t = 1 (так как рабочая температура

подшипника t < 100° C).

С учётом графика загрузки механизма  подъёма (см. рисунок 1.4) при особо тяжелом режиме работы радиальные нагрузки на подшипник составляют:

 

 

Эквивалентные нагрузки при каждом режиме:

 

 

Долговечность подшипника номинальная и при каждом режиме нагрузки: 

 

где   L_h  –  ресурс подшипника, L_h = 10000 [ч], [1, стр. 472];

n   –  частота вращения подвижного блока крюковой подвески, с которой 

канат сматывается на барабан, при  установившемся режиме:

 

 

 

 

 

Эквивалентная нагрузка:

 

Динамическая грузоподъёмность:

 

где   a   –  показатель степени, для шарикоподшипников a = 3, для

роликоподшипников a = 3,33.

 

 

 

Для данного диаметра цапфы по динамической грузоподъёмности выбираем шарикоподшипник  радиальный однорядный 415 по ГОСТ 8338-75, внутренний диаметр d = 75 мм, наружный диаметр D = 190 мм, ширина подшипника B = 45 мм, динамическая грузоподъёмность С = 114000 Н [1, стр. 473].

 

3.2 Расчет узла барабана механизма подъема

 

3.2.1 Расчет барабана на прочность

 

Барабан отлит из чугуна СЧ15-32 с  пределом прочности на сжатие                .

 

 

Толщину стенки барабана определяют из расчета на сжатие:

 

где t_н – шаг нарезки барабана, для каната d = 16,5 мм, t_н = 20 мм;

 

где   – коэффициент запаса прочности для крюковых кранов,

 

Из условий технологии изготовления литых барабанов толщина стенки их должна быть не менее 12 мм и может  быть определена по формуле:

 

 

Принимаем

Крутящий момент, передаваемый барабаном:

 

 

Изгибающий момент определяется по формуле:

 

 

где     – расстояние от точки приложения усилия до середины

торцового диска.

Сложное напряжение от изгиба и кручения:

 

где   – коэффициент приведения напряжений;

 – экваториальный момент  сопротивления поперечного сечения  барабана:

 

где  D₂ = D – 2∙ = 0,5 – 2 ∙ 0,018 = 0,464 м;

 

По результатам расчета выполнятся условие проверки барабана на прочность, т.е. эквивалентное напряжение меньше допустимого напряжения.

 

3.2.2 Расчет крепления каната на барабане

 

Натяжение каната перед прижимной  планкой:

 

где   – основание натурального логарифма;

 – коэффициент трения между канатом и барабаном,

принимаем ;

 – угол обхвата канатом  барабана, принимаем .

 

Суммарное усилие растяжения болтов:

 

где   – приведенный коэффициент трения между планкой и барабаном;

   при угле заклинивания каната :

 

 

   –  угол обхвата барабана канатом при переходе от одной канавки

планки к другой, ,

 

Допускаемое напряжение для болта:

 

Суммарное напряжение в болте при  затяжке крепления с учетом растягивающих и изгибающих усилий:

 

где  – коэффициент запаса надежности крепления каната к барабану,

; принимаем ;

   – количество болтов;

 – усилие, изгибающее болты:

 

 – внутренний диаметр болта  М22, изготовленного из стали Ст3,

 

 

3.2.3 Расчет оси барабана на прочность

 

Реакции в опорах:

 

 

 

 

Усилия, действующие со стороны  ступиц на ось:

 

 

 

 

Строим эпюры изгибающих моментов и перерезывающих сил:

 

 

 

 

 

Рисунок 4.1 – Схема к расчету оси барабана

Нормальное напряжение от изгибающего  момента:

 

 

 

 

3.2.4 Выбор подшипников оси барабана

 

Ось барабана устанавливают на роликоподшипники, радиальные и сферические 2-х рядные.

Подшипник опоры В вставляем  в выточку тихоходного вала редуктора  Ц2-650.

Подшипник выбираем по статической  нагрузке.

Расчетная нагрузка на подшипник:

 

 

По этой нагрузке для диаметра цапфы  70 мм выбираем подшипник, который должен иметь наружный диаметр 180 мм.

Таким условиям удовлетворяет роликоподшипник  радиальный сферический двухрядный № 414 (ГОСТ 8338-75) со статической грузоподъемностью .

Подшипник опоры А работает при  переменном режиме нагрузки, эквивалентную нагрузку определяем по формуле:

 

Радиальные нагрузки на подшипник  при весьма тяжелом режиме работы:

 ;

Долговечность подшипника номинальная  и при каждом режиме нагрузки:

 

где  L_h – суммарное время работы подшипников при 6М, L_h 10000 ч [2, с. 18];

   – частота вращения барабана:

 

 

 

 

Для радиального роликоподшипника эквивалентную нагрузку при каждом режиме вычисляем по формуле:

 

где  

 

 

 

Эквивалентная нагрузка:

 

Динамическая грузоподъемность:

 

 

С целью соблюдения унификации для  опоры А принимаем подшипник  №3614, который вполне удовлетворяет по динамической грузоподъемности.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ВЫВОДЫ

 

В данном курсовом проекте был выполнен проект механизма подъема тележки мостового крана. Для этого было выполнено следующее: выбран крюк и крюковая подвеска; определены основные размеры барабана; расчёт механизма подъёма груза, рассчитана мощность и выбран электродвигатель, удовлетворяющий условия нагрева, определено передаточное число и выбран редуктор, затем была проведена проверка двигателя, выбран тормоз и муфты. Также были проведены прочностные расчёты элементов механизмов, проверочный расчет крюка и крюковой подвески на прочность. Рассчитаны узлы барабана механизма подъёма на прочность: крепления каната на барабане, оси барабана механизма подъёма груза. Выбраны подшипники оси барабана.