Учебная работа № 58083. «Диплом Разработка процесса контроля изготовления детали поворотного устройства крана для ОАО «Завод СТРОЙДОРМАШ»

Выдержка из похожей работы

2.2 Профиль блока

Таблица 2.2 Размеры профиля блока

dA

a

b

c

l

n

l

r

r1

r2

r3

ru

9.3

32

22

8

2.0

22

12

9.0

5.0

4.0

14

9

2.1.2 Производим кинематический
расчёт привода барабана

2.1.2.1 Определяем момент на
барабане

Мб = Dб * δ/2  [3;31]  (2.19)

где δ – усилие на барабане, кН

Мб = 0.186 * 12.5/2 =
1.162 кН*м

2.1.2.2 Определяем мощность
двигателя

Pдв = 1.2*Рб/ηобщ   
[3;44]   (2.21)

ηобщ = ηр *
ηп [3;45]  (2.22)

где ηр – КПД
редуктора

ηп – КПД подшипников

ηобщ = 0.92 * 0.992
= 0.86

Рдв = 1.2 * 0.33/0.86 =
0.9 кВт

Выбираем двигатель 4А90LВ8У3, Рдв = 1.1 кВт

n = 750 об/мин; Ммах = 3.5 кг * м,

маховый момент 0.85 кг * м2,
вес = 5.1 кг.

Рис,2.3 Электродвигатель.

Таблица 2.3

Параметры электродвигателя.

L1

L10

L0

L31

L30

h

h1

h31

h10

b1

d1

d30

d10

b0

b10

50

125

140

56

350

90

7

243

11

8

24

208

10

160

140

2.1.1.6 Определяем частоту вращения
барабана

nб = V/π*Dб           [3;41] (2.23)

nб = 16/3.14 * 0.186 = 27.6 об/мин

2.1.1.7 Определяем передаточное
отношение редуктора.

i = ndв/nб  [3;45] (2.24)

где nдв – частота вращения двигателя
об/мин,

nб – частота вращения барабана об/мин.

i = 750/27.6 = 47.8

Для механического подъёма
груза выбираем редуктор червячного типа РГУ,Наиболее подходящим для установки
является редуктор РГУ – 80 с передаточным числом i = 49,Этот редуктор рассчитан на
передачу мощности 3.5 кВт при числе оборотов ведущего вала 750 об/мин, вес 36.7
кг.

Редукторы типа РГУ обладают
наибольшими размерами и малыми весами и при этом они обладают большими
передаточными отношениями.

Выбираем этот редуктор, т.к.
его надо устанавливать на площадке, устанавливаемой на консоли крана,Он
обладает небольшой массой и сильно не нагрузит металлоконструкцию крана.
Проверяем соответствие редуктора передаточному числу.

ip * p – ip/ip * 100% ≤ 4%  [3;46]  (2.25)

где ipp – расчётное передаточное число
редуктора

ip – передаточное число редуктора

47.8 – 49/49 * 100% = 2.45% ≤
4%

Условие выполняется,Редуктор подходит.

Рис,2.4 Редуктор.

Таблица 2.4

Параметры редуктора.

A

B

B1

H

H0

h

L

L1

S

S1

S2

S3

k

80

230

116

315

115

22

255

295

215

186

150

224

45

2.1.1.8 Определяем пусковой момент

Мпуск = Мп min + Мп max /2             [3;143] 
(2.26)

где Мп min – ½ Мmax = ½ * 3.5 = 1.75
кН*м

Мпуск = 1.76 + 3.5/2 = 2.6 кН*м

2.1.1.9 Определяем наименьший момент
двигателя

Мном = 0.75 * Pдв /nдв                   [3;144] (2.27)

где Pдв – мощность двигателя, кВт

nдв – частота вращения двигателя, об/мин

Мном = 0.75 * 1.1/750 = 1.47 кН*м

2.1.1.10
Определяем
статический крутящий момент на тормозном валу

Мст = Q * Dб * ηo/η * m * io  [3;456] (2.28)

где Q – грузоподъёмность, кг

Dб – диаметр барабана,

ηо – КПД редуктора,

m – кратность полиспаста,

io – передаточное число редуктора.

Мст = 2500 * 0.186 * 0.92/n * η * 49
= 2.18 кг
* м

2.1.1.11
Определяем
тормозной момент

Мт = к * Мст         [3;148] (2.29)

где к – коэффициент запаса
торможения к = 1.75

Мт = 1.75 * 2.18 = 3.82
кг * м

Выбираем тормоз ТКТ с
короткоходовыми электромагнитами ТКТ – 100 Мт = 40 Н*м

длина рычага = 100 мм,

длина колодки = 70 мм,

длина тормозного пути 100 мм

Рис,2.5 Тормоз колодочный

Таблица 2.5

Параметры тормоза колодочного

А

Е

F

H

K

M

N

O

R

S

T

δ

h

δ1

d

a

c

369

130

233

250

40

65

46

37

325

110

8×8

4

100

6

13

15

120

2.1.2
Расчёт
траверсы крюковой подвески и выбор крюка

2.1.3.1 Выбираем крюк
грузоподъёмностью 5 т.

Подходит для механизмов с машинным
приводом, все краны с подвеской 72 м,(ГОСТ 6627 – 53)

Рис,2.6 Крюк.

Таблица 2.6

Размеры крюка, мм

а

о

d

d1

do

l

l1

l2

M

R3

R3

R5

R6

R7

R8

85

65

55

50

48

120

50

70

42

110

28

85

95

12

2

2.1.3.2 Производим проверку траверсы на прочность

Рис
2.7 а) траверса, б) серьга.

Проверяем прочность траверсы по
максимальным напряжениям изгиба в сечении А – А

σи = Gгр * l * в/4(В – d2) * h2 ≤ [σи]   [4;243] 
(2.30)

где
Gгр – грузоподъёмность вместе с
весом крюка, т

Gгр = Ст + gк            [4;244]  (2.31)

gк – вес крана с подвеской

Gгр = 2.5 * 0.072 = 2.572 т

l – расстояние между центрами
щёчек, м

в
– ширина щёчки, м

В
– ширина траверсы, м

h – высота траверсы, м

d2 – диаметр оси цапфы, м

[σи]
– допускаемое напряжение изгиба [σи] = 80 МПа

σи
= 2.572 * 0.09 * 0.046/4(0.08 – 0.05) *
0.052 = 13.55 МПа < 80 МПа   Проверяем цапфы на изгиб   σи = Gгр * δ * 2 + δ1/η * 0.1 * dy3 ≤ [σи]    [4;245]  (2.32)   δ – толщина щёчки, м dy – диаметр цапфы, м [σи] = 70 МПа σи = 2.572 * 0.008 * 2 + 0.003/2 * 0.1 * 0.033 = 48 МПа ≤ 70 МПа   Поверхность соприкосновения цапфы и нижней щёчки проверяют по допускаемому давлению. g = Gгр/dy * δ * η ≤ [g] g – удельное давление, [g] – допускаемое удельное давление [g] = 30 МПа g = 9.572/η * 0.03 * 0.08 = 25.4 МПа < 30 МПа   Проверяется на растяжение в вертикальном и горизонтальном сечениях, которые ослаблены отверстиями для цапфы.   В горизонтальной плоскости.   σр = σгр/2(в - dy)δ ≤ [σр]                  [4;250]  (2.34)   [σр]      - допускаемое напряжение на растяжение [σр] =70 МПа σр = 2.572/2 * (0.046 – 0.03 0 * 0.008 = 14.5 МПа ≤ 70МПа В вертикальной плоскости.   σ’ = g * 2R2/R2 – (dy/2)2 ≤ [σ’]          [4;268]  (2.35)   где R – радиус, м [σ’] – допускаемое напряжение на растяжение σ’ = 25.4 * 2 * 0.0252/0.0252 – (0.03/2)2 = 18.5 МПа ≤ 70МПа   Крюковая подвеска выдержит все нагрузки на неё.     2.2   РАСЧЁТ МЕХАНИЗМА КРАНА   Механизм поворота крана состоит из открытой цилиндрической зубчатой передачи, колесо закреплено на колонне крана, которая получает вращение через коническую передачу,Вращение осуществляется вручную при помощи рукоятки. Выбираем рукоятку с плечом 0.4 кг и длинной ручкой 0.3 м,Суммарное усилие рабочего, применяемое к рукоятке   Р = р * z * φ                  [4;143]  (2.36)   Р – усилие, развиваемое рабочим = 200 Н z – число рабочих = 2 φ – коэффициент, учитывающий неодновременность приложений усилий рабочим = 0.08 Р = 0.8 * 2 * 200 = 320 Н Средняя скорость движения при ручном приводе для рукояток = 0.6 м/сек   2.2.1 Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи   2.2.1.1 В качестве материала шестерни применяем сталь 45, улучшенную, с пределом прочности σв = 800 МПа.   2.2.1.2 Принимаем допускаемые напряжения Касательное допускаемое напряжение [σи] = 418 МПа Изгибное допускаемое напряжение [σf] = 198.8 МПа   2.2.1.3 Определяем межосевое расстояние   аω = 4950 (i + 1) [6;89] (2.37)   Мкр – крутящий момент на валу колеса ψа – коэффициент ширины венца колеса = 0.23 кнв – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба = 1 аω =   Принимаем одностандартное значение аω = 450 Н*м   2.2.1.4 Принимаем модуль зацепления   м = 2Миз * Мм * 103/d2 * в2 * [τF]  [6;89]  (2.38)   d2 – делительный диаметр колеса   d2 = 2da * i/(i + 1)              [6;90]  (2.39)    d2 = 2 * 450 6.3/(6.3 + 1) = 776 мм  в2 – ширина венца колеса   в2 = ψа * аω              [6;91]  (2.40)       в2 = 0.23 * 450 = 104 мм м = 2 * 3048 * 103 * 6.8/776 * 104 * 198.8 = 5.5 мм Принимаем м = 6мм   2.2.1.5 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса   ZΣ = 2аω/М                      [6;93]  (2.41)   ZΣ = 2 * 450/6 = 150   2.2.1.6 Определяем число зубьев шестерни   Z1 = ZΣ/(i + 1)                  [6;94]  (2.42)   Z1 = 150/6.3 + 1 = 20   2.2.1.7 Определяем число зубьев колеса   Z2 = ZΣ – Z1                     [6;94]  (2.43)   Z2 = 150 – 20 = 130   2.2.1.8 Определяем фактическое передаточное отношение   iф = Z2/Z1               [6;96]  (2.44)   iф = 130/20 = 6.5 Δi = (iф – i)/i * 100%                    [6;96]  (2.45) Δi = (6.5 – 6.3)/6.3 * 100% = 3.2% Норма выполняется   2.2.2 Определить основные размеры передачи   2.2.2.1 Делительные диаметры d1 = m * z1   d2 = m * z2              [6;98]  (2.46)   d1 = 6 * 20 = 120 мм d2 = 6 * 130 = 780 мм                                                                    2.2.2.2 Определяем диаметр вершин зубьев   da1 = d1 + 2m                    [6;99]  (2.47)   da2 = d2 + 2m                    [6;100]  (2.48)   da1 = 120 + 2 * 6 = 132 мм da2 = 780 + 2 * 6 = 792 мм   2.2.2.3 Определяем ширину венца   в2 = ψа * аω                      [6;102]           (2.49)   в1 = в2 + (2÷4)                   [6;103]  (2.50)   в2 = 0.23 * 450 = 104 мм Принимаем 80 мм в1 = 80 + 4 = 84 мм   2.3 РАСЧЁТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ КРАНОВОЙ ТЕЛЕЖКИ   Для передвижения крановой тележки выбираем схему передвижения с гибким стальным типовым канатом.   2.3.1 Определяем полное сопротивление перемещению   W = Wтр + Wв + Wy                                               [3;132]  (2.51)   где Wтр – сопротивление от трения ходовых колёс Wв – сопротивление от ветровой нагрузки Wy – сопротивление сил трения от уклона Wтр = Gгр + Gт/Dк * (2k – fd)kp               [3;134]  (2.52)   где Gгр – вес грузоподъёмного механизма с грузом,Исходя из того, что грузоподъёмный механизм расположен не на тележке, Gгр в будущем равно весу груза = 2500 кг. Gт – вес тележки, принимаемый конструктивно = 800 кг Dк – диаметр ходового колеса Принимаем максимально допустимый = 200 мм d – диаметр цапфы колеса Для колёс диаметром 200 мм, d = 60 мм к – коэффициент трения сечения f – коэффициент трения в цапфе колеса для подшипников качения f = (0.015÷0.02) Wтр = 2500 + 800/0.2(2 * 0.03 – 0.02 * 0.06) = 970 Wy = (Gгр + Gт) * α α – допустимый угол наклона подтележечных путей α = 0.02 Wy = (2500 + 800) * 0.002 = 6.6 Исходя из того, что кран работает в помещении, сопротивление от ветровой нагрузки можно не учитывать. W = 970 + 6.6 + 0 = 976.6   2.3.2 РАСЧЁТ И ВЫБОР КАНАТА   2.3.2.1 Определяем разрывное усилие по формуле (2.1) Sразр ≥ Smax * n   Smax по формуле (2.2)   Smax = 872* (1 – 0.97/(1 – 0.97) = 872 Н Sразр = 872 * 5 = 4360 Н   Для механизма передвижения крановой тележки выбираем канат типа ЛК,Канат типа ЛК имеет большую гибкость, большую долговечность,У канатов этого типа поперечное сечение хорошо запаяно металлом"