Курсовая работа (т): Мостовой кран

где l1 - длина нарезанной части хвостовика крюка, мм (l1 = 95 мм).

.

Минимальная высота гайки, определяемая из условия ограничения удельного давления в резьбе Hрасч, мм:

,                                 (48)

где t - шаг резьбы, мм (t = 10 мм);

d1 - наружный диаметр резьбы, мм (d1 = 70 мм);

d0 - внутренний диаметр резьбы, мм (d0 = 60 мм);

[p] - допустимое удельное давление в резьбе, МПа ([p] = 15 МПа).

.

Должно соблюдаться условие:

,                                          (49)

.

Условие (54) выполняется, следовательно, высота гайки достаточна.

Ширина траверсы В, мм:

,                                (50)

где Dп - наружный диаметр подшипника, мм (Dп = 125 мм).

.

Высота траверсы h, мм:

,                                     (51)

где l1 - длина нарезанной шейки хвостовика крюка, мм (l1 = 95 мм);- длина не нарезанной шейки хвостовика крюка, мм (l2 = 165 мм);

Н1 - высота подшипника крюка, мм (Н1 = 40 мм);- высота гайки крюка, мм (H = 90 мм).

.

Диаметр отверстия в траверсе под хвостовиком крюка d3, мм:

,                                           (52)

где d2 - диаметр не нарезанной части хвостовика, мм (d2 = 70 мм).

.

Диаметр цапфы dц, мм:

,                                         (53)

.

Принимаем dц = 70 мм.

Толщина серьги δ1 , мм:

,                                          (54)

где [σсм] - допустимое давление на смятие, МПа ([σсм] = 60 МПа).

.

Принимаем δ1 = 16 мм.

Ширина серьги bс , мм:

,                                       (55)

где [σ] - допустимое напряжение при растяжении, МПа.

.

где n - коэффициент запаса прочности (n = 1,6).

.

Принимаем bc = 100 мм.

Часть элементов принимается конструктивно:

толщина щеки δ2 =8 мм;

расстояние между блоками Δ1 = 5 мм ;

расстояние между блоками и внутренней поверхностью щеки Δ2 = 5 мм;

расстояние между блоками и хвостовиком крюка Δ = 40 мм.

Эскизная компоновка крюковой подвески и эпюры изгибающих моментов приведены на рисунке 8. Расчет изгибающих моментов произведен в программе «Радуга 2.0.7».

Определяем опасные сечения.

Диаметр оси блоков проверяется на прочность по условию:

,                                          (56)

где М - максимальный изгибающий момент,  ().

.

Условие (56) выполняется, следовательно, прочность оси блоков достаточна.

Траверса проверяется на напряжения изгиба от момента в среднем сечении:

,                                               (57)

где M - изгибающий момент в опасном сечении,  ().

Момент сопротивления траверсы W, м3 :

,                                           (58)

.

.

Условие (57) выполняется, следовательно, прочность траверсы достаточна.

Цапфа траверсы проверяется на напряжение изгиба:

,                                         (59)

Изгибающий момент у основания цапфы M, :

,                                          (60)

.

.

Условие (59) выполняется, следовательно, прочность цапфы достаточна.

Для диаметра цапфы dц, назначенного конструктивно, прочность больше чем достаточна. Принимаем диаметра цапфы dц из условия:

,                                             (61)

.

Принимаем dц = 70 мм.

4. Расчет механизма передвижения тележки

Цель: сконструировать механизм передвижения грузовой тележки на заданную скорость передвижения и нагрузки произвести кинематический и прочностной расчёт.

Исходные данные:

Пролёт крана:

Группа режима эксплуатации: 6М

Мощность на передвижение тележки: Р=5,2 кВт

Уклон:

Давление ветра:

.1 Выбор ходовых колес

Ходовое колесо и тип рельса подобраны по максимальной статической нагрузке на колесо, вычисленную при номинальной массе груза:

,                                             (62)

где  - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки на колёса, ();

mT - масса тележки, кг (mT =3000 кг );

.

По полученной нагрузке подобраны колесные установки и тип рельса:

1.      колесо двухребордное приводное, диаметр колеса Dк=200 мм; К2РП-200-1 ОСТ 24.090.09-75 [6];

.        колесо двухребордное не приводное, диаметр колеса Dк=200 мм: К2РП-200 ОСТ 24.090.09-75 [6];

.        крановый рельс КР80 [6].

.2 Определение внешних сопротивлений

Общее сопротивление передвижению крановой тележки от статических нагрузок:

,                                               (63)

где Fтр - сопротивление трения ходовой части;

Fук - сопротивление от уклона кранового пути;

Fв - сопротивление от ветровой нагрузки.

Сопротивление трения ходовой части:

,                                      (64)

где  - коэффициент трения качения колеса по рельсу ( [6]);

f - коэффициент трения в подшипниках колес (для подшипников качения, (f = 0,015 [6]);

D - диаметр ходового колеса, мм (D=200мм);

kр - коэффициент, учитывающий трение реборд колеса о головку рельса (для центрального привода kр=2 [6]);

d - диаметр цапфы колеса:

,                                          (65)

=0,3·200=60 мм.

.

Сопротивление от уклона пути:

,                                      (66)

где I - уклон пути для крана, .

.

Сопротивление от ветровой нагрузки:

,                                            (67)

где р - распределенная ветровая нагрузка на единицу площади груза, Па.

Аг - площадь груза, принимаемая в зависимости от его массы, Аг=12м2 [6].

р=qkcn,                                                     (68)

где q - динамическое давление ветра, Па (на высоте 10 м от поверхности земли для Западно - Сибирского региона, q=125 Па.

k - коэффициент, учитывающий изменение динамического давления в зависимости от высоты расположения элементов над поверхностью земли, (на высоте 12,5 м k=1;

с - коэффициент аэродинамической силы, с=1,2 [6];

n - коэффициент перегрузки, (для нагрузок рабочего состояния n=1 [6]).

,

.

4.3 Выбор двигателя

Двигатель выбран по статической мощности (=5.2 кВт) с учетом режима работы 6М (ПВ=60%), необходимой для привода механизма передвижения тележки:

Принят крановый электродвигатель постоянного тока Д22, характеристики занесены в таблицу 11.

Так как в справочниках приводится мощность электродвигателя при ПВ = 40%, а для проектируемого крана необходим электродвигатель с ПВ = 60%, то необходимо найти потребную мощность при ПВ = 40%:

.

Таблица 11 Основные технические данные эл. двигателя Д22

4.4 Кинематический расчет механизма

В данном разделе было определено общего передаточное число трансмиссии.

Кинематическая схема привода механизма тележки приведена на рисунке 9.

Частота вращения ходового колеса:

,                                                  (69)

                                            (70)

.

Требуемое передаточное число:

,                                             (71)

.

.5 Подбор редуктора, муфт и тормозов

С учетом требуемого передаточного отношения u, частоты вращения быстроходного вала nдв и момента на выходном валу редуктора выбираем стандартный редуктор с передаточным отношением близким к требуемому.

Момента на выходном валу редуктора :

,                                           (72)

.

Выбран цилиндрический двухступенчатый горизонтальный редуктор, кранового типоразмера 5Ц2-100 со следующими параметрами: номинальное передаточное число u=20; частота вращения быстроходного вала n=1500 об/мин; момент на быстроходном валу Твых=0,87 кН∙м, КПД .

Габаритные и присоединительные размеры редуктора 5Ц2-100 занесены в таблицу 12.

Таблица 12 Габаритные и присоединительные размеры редуктора 5Ц2-100

Межосевое расстояние быстроходная ступень

тихоходная ступень

Муфта выбрана по диаметрам соединяемых валов и расчетному моменту:

,                                              (73)

где k1 - коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма, (для режима 6М k1=1,3 [6]);

k2 - коэффициент, учитывающий режим работы механизма, (для режима 6М k2=1,3 [6]);

,                                         (74)

где ZП - число приводных двигателей, (ZП =1).

.

.

Принимаем муфту упруго втулочно-пальцевую с тормозным шкивом. Основные характеристики выбранной муфты представлены в таблице 13.

Таблица 13 - Основные характеристики втулочно-пальцевой муфты

Тормоз выбран по диаметру тормозного шкива.