Козловой кран

Вологодская государственная молочно-хозяйственная

Академия имени Н.В. Верещагина

Кафедра графики и технической механики

Курсовой проект

По подъёмно — транспортным машинам

«Козловой кран»

Выполнил: Студент 332 гр

Семериков С. А

Проверил: Гайдидей С.В.

Вологда — Молочное 2012

Кран козловой: применяется обычно для обслуживания складов, главным образом штучных грузов, контейнеров и лесных грузов, для монтажа сборных промышленных и гражданских сооружений, обслуживания гидроэлектростанций и секционного монтажа в судостроении. Изготовляются преимущественно крюковыми или со специальными грузозахватными устройствами. Козловой кран — кран, у которого несущие элементы конструкции опираются на крановый путь при помощи двух опорных стоек. Козловые краны относятся к категории подъемных устройств мостового типа. Средний срок службы козловых кранов — приблизительно 20 лет без учета режима работы и условий эксплуатации.

Наработка на отказ — примерно 3 000 циклов. Грузоподъемность козловых кранов достигает 1000 т. По назначению козловые краны разделяют на краны общего назначения, строительно-монтажные и специального назначения.

Козловые двухконсольные краны общего назначения (ГОСТ 7352—81) используют на открытых складах и погрузочных площадках, обслуживаемых средствами наземного рельсового и безрельсового транспорта. Эти краны имеют гибкую подвеску грузового крюка, грузоподъемностью 3,2—32,0 т, пролет 10—32 м, высоту подъема груза 7,1—10 м.

Строительно-монтажные краны предназначены для монтажа промышленных предприятий, энергетических установок и др. Грузоподъемность их составляет 300 —400 т, пролеты 60— 80 м и высота подъема груза 20—30 м.

Краны специального назначения предназначены для обслуживания гидротехнических сооружений и др. Грузоподъемность их составляет 25—630 т, пролеты 5—20 мгрузоподъемностью 20 и 32 т с пролетами 16 и 25 м и высотой подъема 6—И м; краны оборудованы специальным автоматическим захватом (спредером).

Козловые краны могут изготовляться с одной или двумя консолями или без них. Длина консолей выбирается в соответствии с назначением крана. Козловые краны общего назначения, так же как и мостовые краны общего назначения, снабжаются механизмами, предназначенными для подъема груза, передвижения тележки и передвижения крана. Привод механизмов подъема груза и передвижения тележки может быть установлен непосредственно на грузовой тележке (самоходные тележки) или стационарно на мосту (тележки с канатной тягой). В качестве грузовой тележки при грузоподъемности крана до 5 тс и среднем режиме работы обычно используются типовые электрические тали (тельферы), перемещающиеся по ездовой монорельсовой балке. В кранах большей грузоподъемности применяются монорельсовые канатные и самоходные тележки или двухрельсовые. Последние выполняются как подвесными, так и опорными. Опорные тележки перемещаются по рельсам, уложенным на верхние пояса балок моста. В козловых кранах с опорными тележками обычно применяются типовые грузовые тележки мостовых кранов.

1. ПОДБОР КАНАТА Приняв кратность полиспаста u в зависимости от грузоподъемности и типа каната или, рассчитав по предварительной схеме, определяем максимальное усилие натяжения каната.

; (1)

(2)

где: -грузоподъемная сила, состоящая из массы груза и массы грузозахватного органа (крюковой обоймы); mkдля сдвоенного полиспаста ;

mk — масса крюковой обоймы кг;

mг — масса груза кг;

z — Число ветвей каната;

u — Кратность полиспаста;

— к.п.д. полиспаста, определяемый расчетом, или по таблице

= 0,94;

u = 3;

z=2;

;

Согласно правилам Госгортехнадзора канат подбирается по разрывному усилию Fр.

(3)

где S — запас прочности, выбираемый в зависимости от назначения каната и режима работы (S=4,5);

Fmax — максимальное усилие натяжения каната (Fmax=4,58);

кН;

Действительное разрывное усилие подбираем по таблицам Учитывая незначительную длину каната, выбираем для механизма подъема барабан с винтовой канавкой. В этом случае наибольшей износостойкостью обладает канат типа ЛК-Р.

По таблице подбираем канат типа ЛК-Р конструкции 6×19(1+6+6,6)+10.с. ГОСТ 2688–80.

Диаметр каната dk =6,9 мм;

Предел прочности проволочек? p= 1568 МПа.

Разрывное усилие Fp=71,75кН;

Канат 6,9-Г-I-Л-Н-1770 ГОСТ 2688–80.

Рис. 1. Сечение пряди

2. РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ КРЮКОВОЙ ОБОЙМЫ

2.1 Подбор крюка и упорного подшипника По грузоподъемной силе и режиму работы определяем номер крюка, а по номеру крюка определяем диаметр нарезной части хвостовика крана d0 и не нарезной части d1./ГОСТ 6627−74/.

Крюк № 9. d0 = 27 мм, d1 = 30 мм.

Проверяем крюк в опасном сечении.

(4)

где Fg — грузоподъемная сила, Н;

dвн — внутренний диаметр хвостовика крюка (dвн=46,58мм);

[?] - допускаемое напряжение для крюка, [?] = (50…60) МПа;

;

Из расчета на смятие определяем минимально допустимую высоту гайки.

(5)

где Fg — грузоподъемная сила, Н;

p — шаг резьбы (p=3), мм ;

q — допускаемое давление, q = 30…40 МПа, (принимаем q= 30);

dвн — внутренний диаметр хвостовика крюка (dвн=24,3 мм);

d0 — диаметр нарезной части хвостовика крюка (d0 =27мм);

Подбираем стандартную корончатую гайку по наружному диаметру резьбы хвостовика так, чтобы для высоты стандартной гайки hг выполнялось условие:. Принимаем hг = 41 мм.

По диаметру не нарезной части хвостовика крюка d1(30мм) и статической нагрузке Fст, которая должна быть больше или равна грузоподъемной силы с учетом коэффициента безопасности подбираем упорный шариковый радиальный подшипник.

Записываем номер подшипника, нагрузку Fст, и диаметр Dn .

(6)

где Fg — грузоподъемная сила, Н;

к? — коэффициент безопасности, для деталей крюковой обоймы, к? = =1,0…1,2, (принимаем к? = 1).

Принимаем подшипник № 8206. Наружный диаметр Dn = 47 мм.

Вычерчиваем эскиз хвостовика крюка.

крюк тележка кран подшипник Рис. 2. Хвостовик крюка

2.2 Расчет траверсы Ширина тела траверсы конструктивно принимается:

(7)

где Dn — наружный диаметр подшипника, мм.

.

Траверса испытывает напряжение изгиба от усилия Fg, которая при наличии упорного подшипника равномерно распределяется по площади.

; (8)

где Lp — расчетная длина тела траверсы, мм ();

(9)

= (10)

Fg — грузоподъемная сила, Н;

Dn — наружный диаметр подшипника, мм ;

.

Высота траверсы определяется:

;

где Мизг — изгибающий момент, Н· мм ;

Вт — ширина тела траверсы, мм ;

dт — диаметр отверстия под ненарезную часть хвостовика, мм ;

;

где d1 — внутренний диаметр подшипника, (d1 =30 мм).

;

.

Диаметр цапфы траверсы определяется конструктивно:

(11)

где Нт — расчетная высота траверсы, мм ;

.

Цапфа траверсы проверяется: на изгиб

(12)

где Fg — грузоподъемная сила, Н;

dц — диаметр цапфы траверсы, мм ;

lц — расчетная длина цапфы, мм ;

; (13)

?n — толщина планки, мм ;

x — величина зазора между планкой и траверсой, мм (x = 1);

[?]из — допускаемое напряжение изгиба, [?]из = 60…100 МПа,

;

на смятие

(14)

где Fg — грузоподъемная сила, Н;

?n — толщина планки, мм ;

dц — диаметр цапфы траверсы, мм ;

[?]см — допускаемое напряжение смятия, [?]см = 80…150 МПа, Вычерчиваем эскиз траверсы:

Рис. 3. Траверса

2.3 Расчет блока Наименьший допустимый диаметр блока по дну канавки определяется:

(15)

где dк — диаметр каната, dк = 6,9 мм;

— коэффициент, зависящий от типа крана и режима работы, (для среднего режима работы = 20). .

Ширина блока выбирается по нормали ПТМ 12−62 в зависимости от диаметра каната. Вб = 20 мм.

Из расчета на изгиб определяем диаметр оси блока.

(16)

где Мизг — изгибающий момент, принимаемый

; (17)

l — плечо действия силы, мм ;

(18)

где LT — длина траверсы выбирается из наибольшего значения Bт или K*Bб (LT = 55 мм);

x — величина зазора между планкой и траверсой (x = 1);

?n — толщина планки 6…16 мм (принимаем ?n = 10 мм);

;

;

[?] - допускаемое напряжение, [?] = 80 МПа;

Полученный диаметр оси блока округляем под подшипник качения dв = 40 мм

2.4 Подбор радиальных подшипников Скорость скольжения каната определяется:

(19)

где Vср — скорость подъема груза, м/мин;

U — кратность полиспаста;

.

Частота вращения блока:

(20)

где Vк — скорость скольжения каната, м/мин ;

Dб — допустимый диаметр блока по дну канавки, мм ;

dк — диаметр каната, мм ;

.

Приведенная нагрузка для однорядного подшипника:

(21)

где X — коэффициент для радиальной нагрузки (для подшипника=1);

V — коэффициент, учитывающий влияние вращающего колеса, т.к. вращается внутреннее колесо, V = 1.

Fr — радиальная нагрузка, кН ;

; (22)

Fg — грузоподъемная сила, кН ;

k — количество блоков на оси;

kт — температурный коэффициент (т.к. t? 1000 С, то kт = 1);

k? — коэффициент безопасности, k? = 1…1,2; (принимаем k?=1).

;

;

По размеру оси блока (dб = 40 мм) подбираем шариковый однорядный подшипник № 308, записываем динамическую нагрузку С = 41кН.

Определяем ресурс в миллионах оборотов:

(23)

где Р — приведенная нагрузка для однорядного подшипника;

= 32,1

Определяем расчетную долговечность в часах:

(24)

где L — ресурс в миллионах оборотов;

n — частота вращения блока;

часов

2.5 Расчет планки Минимальная ширина планки первоначально определяется из расчета на разрыв:

(25)

где Fg — грузоподъемная сила, кН ;

[?] - допускаемое напряжение разрыва, [?] = 80 МПа;

dmax — подставляется больший диаметр dб и dц, (=40 мм);

?п — толщина планки, мм ;

.

Из расчета на срез определяется размер

(26)

где Fg — грузоподъемная сила, кН;

?п — толщина планки, мм ;

[?]ср — допускаемое напряжение среза, [?]ср = 40…75 МПа,

(принимаем [?]ср = 60 МПа).

;

В этом случае толщина планки определяется:

(27)

где? — размер, мм ;

dmax — подставляется больший диаметр dб и dц, (= 40 мм);

.

При малых нагрузках:

(28)

где dmax — подставляется больший диаметр dб и dп,

.

Из полученных трех значений выбираем наибольшее Вп =80 мм.

Выполняем эскиз планки.

Рис. 4 Планка

3. РАСЧЕТ БАРАБАНА Диаметр барабана по дну каната, принимаемся равным размеру блока Dб = 138 мм.

Диаметр барабана, замеренный по центрам намотанного каната:

; (29)

где dк — диаметр каната, мм;

Dб — диаметр барабана по центрам намотанного каната, мм;

;

Внутренний диаметр барабана:

; (30)

где Dб — диаметр барабана по центрам намотанного каната, мм;

?б — толщина стенки барабана, мм ;

(31)

;

.

Полная длина барабана определяется по формуле:

(32)

где lр — рабочая длина барабана;

; (33)

lн — шаг витка;

; (34)

iн — количество витков на барабане;

; (35)

Н — высота подъема груза;

u — кратность полиспаста;

Dн — диаметр барабана по центрам намотанного каната;

(3,5…4) — Дополнительные Витки, (1,5…2) Витка Для Крепления Каната И еще (1,5…2) витка для разгрузки крепления;

dк — диаметр каната;

;

;

;

Стремясь к снижению напряжений в стенке барабана, принимаем соотношение размеров? 3Dб. 637,32 ?450 (не выполняется) Принимаем

398 ?600 (условие выполнено) Барабан проверяем на сжатие:

(36)

Материал барабана СЧ 15−32

Вычерчиваем эскиз барабана:

Рис. 5. Барабан

4. РАСЧЕТ КРЕПЛЕНИЯ КАНАТА Натяжение закрепленного каната:

(37)

где f — коэффициент трения каната о барабан, f = 0,16;

? — угол обхвата барабана,? = 3?;

e — основание натурального логарифма, e = 2,71;

При этих данных можно принять:

; (38)

Fmax — максимальное усилие натяжения каната, кН;

;

Задаемся условием, что сила трения каната о прижимную накладку и барабан равны натяжению закрепленного конца каната, тогда сила натяжения накладок на канат:

(39)

где F — натяжение закрепленного каната, кН;

f1 — приведенный момент трения, при наличии трапецеидальной канавки f1 = 0,16;

f — коэффициент трения каната о барабан, f = 0,16;

;

По диаметру каната dк = 6,9 мм подбираем накладку, выбираем диаметр болта крепления d2 =8 мм (М8).

По наружному диаметру резьбы d2 =8 мм подбираем внутренний диаметр резьбы dвн2 = 6,75 мм Определяем количество витков:

(40)

где F — натяжение закрепленного каната, кН;

Fn — сила натяжения накладок на канат, кН;

lб — плечо изгиба, принимаемое, мм;

[?] - допускаемое напряжение, для стали 3: [?] = 80 МПа;

dвн2 — внутренний диаметр резьбы, мм;

; (41)

dк — диаметр каната, мм;

?б — толщина стенки барабана, мм;

;

;

Схема крепления каната.

Рис. 6. Крепление каната

5. ПОДБОР ДВИГАТЕЛЯ Определяем потребную мощность по максимальной нагрузке:

(42)

где Fg — грузоподъемная сила, кН;

Vср — скорость подъема груза, м/мин;

? — к.п.д.

?б — к.п.д. барабана? б = 0,92;

?р — к.п.д. механизма подъема? р =0,9;

?м — к.п.д. редуктора? м = 0,96…0,98;

;

;

По потребной мощности и режиму работы подбираем крановый электродвигатель, записываем его номер МТF112−6, мощность 5,8кВт и частоту вращения nдв = 915 мин-1 .

Вычерчиваем схему двигателя.

Рис. 7. Схема двигателя

6. ПОДБОР РЕДУКТОРА Частота вращения барабана:

(43)

где Vк — скорость скольжения каната, м/мин;

Dн — диаметр барабана по центрам намотанного каната, мм;

;

Передаточное число механизма:

(44)

где nдв — частота вращения двигателя, об/мин;

nдв — частота вращения барабана, об/мин;

По передаточному числу, частоте вращения быстроходного вала, режиму работы и потребной мощности подбираем крановый двухступенчатый цилиндрический редуктор. Записываем марку Ц2−250, передаточное число u = 16 и максимальную мощность Рmax = 3.3 кВт.

7. ПОДБОР ТОРМОЗА.

Статический момент груза, приведенный к валу электродвигателя:

(45)

где z — количество ветвей барабана, намотанных на барабан;

Fmax — максимальное усилие натяжения каната, Н;

Dн — диаметр барабана по центрам намотанного каната, м;

up — передаточное число механизма;

? — к.п.д.

Определяем расчетный тормозной момент:

(46)

где Тс — статический момент груза, Н· м.;

кт — коэффициент запаса торможения, зависящий от режима работы (при среднем режиме кт = 1.5).

По режиму работы и расчетному тормозному моменту подбираем двухколодочный тормоз типа ТКТ — 200 .

8. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ КРАНА Определяем размеры ходовых колес по формуле:

Dк=1,7vRmax (47)

где Rmax — максимальная нагрузка.

Максимальную нагрузку на колесо вычисляем при одном из крайних положений тали.

Rmax =(С+GT)/+ (49)

где G — вес груза, 20 000 Н

GT — вес тележки, 8000 Н

lK — пролет крана, 12 м

GK — вес крана, 35 000 Н

Gкр===3500 кг =35 000 Н

— число ходовых колёс

— число пар ходовых колёс

Rmax =2000+800/2+3500/4 =3300 кг=33 000Н

Dк=1,7v Rmax=1,7v33000 = 310 мм Согласно ГОСТ 3569–60 выбираем крановое двухреберное колесо диаметром Dк =400мм.

Диаметр цапфы dц = Dк /(4…6) = Dк /5 = 80 мм. Для изготовления колес используем сталь 45, способ термо обработки — нормализация (НВ?200). Колесо имеет цилиндрическую рабочую поверхность и катится по плоскому рельсу. При Dк ?250мм принимаем плоский рельс прямоугольного сечения, выбирая размер, а по условию: а<�в. При Dк ?400мм ширина поверхности качения В= 70 мм.

Определяем статическое сопротивление передвижению крана. Поскольку кран работает на ровной поверхности то сопротивление от уклона Wук не учитываем.

Wу=Wтр+ Wук + Wук (50)

Сопротивление от сил трения в ходовых частях крана

Wтр = G+Gк/ Dк (2?+fdц)Кр (51)

где? =0,3 — коэффициент трения качения по рельсам;

f = 0,015 — коэффициент трения в цапфах;

Кр = 1,5 — учитываемые дополнительные потери от трения;

G — вес груза, Н;

Gкр — вес крана, Н;

Wтр = (20 000+35000)/400(20,3+0,1 580)1,5 = 50.94Н В общем виде ветровая нагрузка на кран

(52)

Распределенная ветровая нагрузка

(53)

где :-поправочный коэффициент возрастания скоростного напора =1

— аэродинамический коэффициент =1,4

— коэффициент перегрузки =1

— скоростной напор ветра на высоте 10 м от поверхности земли =34Н/

— коэффициент, учитывающий динамический характер приложения ветровой нагрузки =1

— расчетная площадь груза, воспринимающая ветровую нагрузку =10

— расчетная площадь крана, воспринимающая ветровую нагрузку =9,6

Wу=932,96+734=1666,9Н Полное сопротивление движению

(54)

Расчет сил инерции

(55)

где:-время пуска, с

— скорость передвижения крана =0,83м/с

— допустимое ускорение =0,6м/

/=0,83/0,6=1.38с (56)

8.1 Подбор электродвигателей Необходимая пусковая мощность электродвигателя

(57)

Среднее значение пусковой мощности

(58)

где:-кратность среднего пускового момента по отношению к номинальному Принимаем электродвигатель МТК 112−6 мощностью 5.8кВт и частотой вращения 915 об./мин.

8.2 Подбор редуктора Частота вращения барабана:

(59)

где Vк — скорость скольжения каната, м/мин;

Dн — диаметр барабана по центрам намотанного каната, мм;

;

Передаточное число механизма:

(60)

где nдв — частота вращения двигателя, об/мин;

nдв — частота вращения колеса, об/мин;

По передаточному числу, частоте вращения быстроходного вала, режиму работы и потребной мощности подбираем крановый двухступенчатый цилиндрический редуктор. Записываем марку Ц2−350, передаточное число u = 25 и максимальную мощность Рmax = 8.2 кВт.

Для передачи вращения от двигателя на колеса принимаем цепную передачу с передаточным отношением

8.3 Подбор тормоза Статический момент груза, приведенный к валу электродвигателя:

(61)

Где Dк — диаметр колеса, м;

up — передаточное число механизма;

? — к.п.д.

Определяем расчетный тормозной момент:

(62)

где Тс — статический момент груза, Н· м.;

кт — коэффициент запаса торможения, зависящий от режима работы (при среднем режиме кт = 1.5).

По режиму работы и расчетному тормозному моменту подбираем двухколодочный тормоз типа ТКТ — 100 .

9. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ ТЕЛЕЖКИ.

Определяем размеры ходовых колес по формуле:

dк=1,7vRmax (63)

где Rmax — максимальная нагрузка.

Максимальную нагрузку на колесо вычисляем при одном из крайних положений тали.

Rmax =(С+GT)/ (64)

где G — вес груза, 20 000 Н

GT — вес тележки, 8000 Н

— число ходовых колёс

Rmax =800+2000/4 =7000 Н

dк=1,7v Rmax=1,7v7000 = 142,2 мм Согласно ГОСТ 3569–60 выбираем крановое двухреберное колесо диаметром Dк =200мм.

Диаметр цапфы dц = 50 мм. Для изготовления колес используем сталь 45, способ термо обработки — нормализация (НВ?200). Колесо имеет цилиндрическую рабочую поверхность и катится по плоскому рельсу. При Dк ?250мм принимаем плоский рельс прямоугольного сечения, выбирая размер, а по условию: а<�в. При Dк ?400мм ширина поверхности качения В= 70 мм.

Определяем статическое сопротивление передвижению крана. Поскольку кран работает на ровной поверхности то сопротивление от уклона Wук не учитываем.

Wу=Wтр+ Wук + Wук (65)

Сопротивление от сил трения в ходовых частях крана

Wтр = / dк (2?+fdц)Кр (66)

где? =0,3 — коэффициент трения качения по рельсам;

f = 0,015 — коэффициент трения в цапфах;

Кр = 1,2 — учитываемые дополнительные потери от трения;

— грузоподъемная сила тяжести, Н;

Сопротивление от разности усилий в ветвях грузового каната

(67)

Wу=762,8+2622=3384,8 Н Расчет сил инерции

(68)

где:-время пуска, с

— скорость передвижения тележки =0,5м/с

— допустимое ускорение =0,6м/

/=0,5/0,6=0,83с (69)

9.1 Подбор электродвигателей Необходимая пусковая мощность электродвигателя

(70)

Среднее значение пусковой мощности

(71)

где:-кратность среднего пускового момента по отношению к номинальному Принимаем электродвигатель МТКF 112−6 мощностью 5,8кВт и частотой вращения 870 об./мин.

9.2 Подбор редуктора Частота вращения барабана:

(72)

где Vк — скорость скольжения каната, м/мин;

Dн — диаметр барабана по центрам намотанного каната, мм;

;

Передаточное число механизма:

(73)

где nдв — частота вращения двигателя, об/мин;

nдв — частота вращения колеса, об/мин;

По передаточному числу, частоте вращения быстроходного вала, режиму работы и потребной мощности подбираем крановый двухступенчатый цилиндрический редуктор. Записываем марку Ц2-У100, передаточное число u = 22,4 и максимальную мощность Рmax = 11 кВт.

Для передачи вращения от двигателя на колеса принимаем открытую зубчатую передачу передачу с передаточным отношением

9.3 Подбор тормоза Статический момент груза, приведенный к валу электродвигателя:

(74)

Где Dк — диаметр колеса, м;

up — передаточное число механизма;

? — к.п.д.

Определяем расчетный тормозной момент:

(75)

где Тс — статический момент груза, Н· м.;

кт — коэффициент запаса торможения, зависящий от режима работы (при среднем режиме кт = 1,75).

По режиму работы и расчетному тормозному моменту подбираем двухколодочный тормоз типа ТКТ — 100 .

10. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ Подшипник № 1215 d=75мм, D=130мм, В=25мм, С=39кН Реакции опор в крайних положениях каната

= 0 (76)

= 0 (77)

Эквивалентная нагрузка

Pэ = XV FrKбКТ (78)

где Х=1 — коэффициент радиальной нагрузки при отсутствии осевой нагрузки;

V = 1 — вращается внутреннее кольцо;

Kб =1,2- коэффициент безопасности;

КТ = 1 — температурный коэффициент.

Рэ = 1· 1·1,2·1 = 7875,6 Н Рэ = 1· 1·1,2·1 = 7809,6 Н Расчетная долговечность подшипника

Lh = (106/60n)(C/P)3 (79)

Lh = (106/60· 45,5)(39/7,87)3 = 76 923 час

Lh = (106/60· 45,5)(39/7,8)3 = 79 120 час

11. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ Выбор шпонок Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23 360–78.

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

(80)

где h — высота шпонки;

t1 — глубина паза;

l — длина шпонки Шпонка под барабан: 25?14?80. Материал ступицы — сталь, допускаемое напряжение смятия [?]см = 100 МПа.

?см = 2082,4· 103/86(14−9) (80−25) = 88,1 МПа Шпонка под шкив: 20?12?80. Материал шкива — сталь, допускаемое напряжение смятия [?]см = 100 МПа.

?см = 2· 2082,4 · 103/75(12−7,5) (80−20) = 205,6 МПа не удовлетворяет условиям принимаем шлицевое соединеие Средняя серия.

Расчёт на смятие

12. УТОЧНЕНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛА Материал вала сталь 45 улучшенная: ?в = 780 МПа

(81)

Пределы выносливости:

— при изгибе ?-1 = 0,43?в = 0,43· 780 = 335 МПа

— при кручении -1 = 0,58?-1 = 0,58· 335 = 195 МПа Суммарный изгибающий момент

(82)

Момент сопротивления изгибу

Wнетто = ?d3/32 = ?753/32 =41 396,5 мм³. (83)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

v = mаx = Мкр/2Wк = 2082,4· 103/2·82 793 = 12,5 МПа (84)

Амплитуда нормальных напряжений

?v = Mи/Wнетто =1169· 103/41 396,5 =28,2 МПа (85)

(86)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям Коэффициент запаса прочности Список литературных источников

1. Павлов Н. Г. Пример расчетов кранов. Л. Машиностроение. 1976

2. Красников В. В. Подъемно — транспортные машины. И. Агропромиздат. 1987.

3. Васильев В. З. и др. Справочные таблицы по деталям машин. т. 1. М. Машиностроение. 1965.

4. Васильев В. З. и др. Справочные таблицы по деталям машин. т. 2. М. Машиностроение. 1966.

5. Васильев В. З. и др. Справочные таблицы по деталям машин. Дополнение. М. Машиностроение. 1966.

6. Чернавский С. А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М. Машиностроение. 1988.

.ur