Анализ работоспособности мостового крана 20т ОАО "ММК" по критериям надежности

 

 

 

 

 

Выбираем типоразмер муфты: муфта 4/40 по ГОСТ 13755-В1 [14,П3.6, стр.229].

Рисунок 2.8 - Зубчатая  муфта. ГОСТ 13755-В1.

2.2.8. Выбор тормоза

Найдем по таблице [10, стр.33] .Определим максимальное значение к.п.д. механизма на участке кинематической цепи от крюка до тормоза. В качестве возьмем максимально возможное значение к.п.д. [10, стр.239]:

.

Определим статический  крутящий момент при торможении, создаваемый  весом номинального груза на валу, на который устанавливается тормоз:

Н м.

Расчетный тормозной  момент находим по формуле [10, стр.239]:

 кН м.

По условию [10, стр.31,2]: , выбираем тормоз ТКГ – 500 [ТУ 3178-001-49620168-2005] имеющий параметры: Н м; кг; мм; мм (рис.2.9).

Рисунок 2.9 – Тормоз типа ТКГ [ТУ 3178-001-49620168-2005].

2.2.8. Выбор муфты с  тормозным шкивом

Учитывая требуемый  диаметр тормозного шкива, ширину колодок  и диаметр быстроходного вала выбираем муфту имеющие параметры: мм; мм; мм; кг.

2.3. Расчеты, подтверждающие работоспособность и надежность механизма подъема груза

 

2.3.1. Определение статического момента на валу двигателя при подъеме и опускании груза

 

Статический момент на валу двигателя при подъеме грузов различных по весу определяется по формуле:

где S_max – усилие в канате, набегающем на барабан, Н;

а – число ветвей, навиваемых на барабан;

i_p – передаточное число редуктора (привода), i_p = 20,4;

 КПД механизма, на подшипниках  качения 

Статический момент на валу двигателя при опускании номинального груза:

 

2.3.2. Выбор материала зубчатых передач

 

Наиболее распространенный материал зубчатых колес – сталь  и низколегированная сталь. Для  равномерного изнашивания зубьев твердость после термообработки шестерни назначается больше, чем у колеса на НВ = 20÷50.

Выбираем по [4, табл. 3] углеродистую сталь Ст6 45, улучшенная, термообработанная.

НВ_шест=269÷302, НВ _{шест ср}=285,5.

НВ_кол=235÷262, НВ _{кол ср}=248,5.

Разница улучшений равна 37, что входит в промежуток [30;50].

 

2.3.3. Определение допускаемых напряжений

Вычисляем контактные напряжения для шестерни и колеса:

[σ_к]_ш=1,8∙НВ _{шест ср}+67=1,8∙285,5+67=580,9 МПа.

[σ_к]_к=1,8∙НВ _{кол ср}+67=1,8∙248,5+67=514,3 МПа.

Вычисляем напряжения на изгиб для шестерни и колеса:

[σ_из]_ш=1,03∙НВ _{шест ср} =1,03∙285,5=294,06 МПа.

[σ_из]_к=1,03∙НВ _{кол ср} =1,03∙248,5=255,95 МПа.

2.4. Контроль технического состояния и оценка надежности наиболее нагруженных узлов трения по различным критериям

2.4.1. Подбор подшипников и проверка их на долговечность

Подшипники выбирается в соответствии с диаметром тихоходного  вала редуктора, который равен 36 мм. Учитывая это, по [13, табл. К28] выбираем подшипник шариковый радиально-упорный сферический однорядные в исполнении 36312 с диаметром наружного кольца D = 80 мм.

Рис. 2.10 - Основные размеры подшипника серии 200 по ГОСТ 8338-75.

 

 

Таблица 2.5 - Основные параметры подшипника

 

Условное обозначение  подшипника типа 1000	d	D	B	Cr	Cr0
				H
36312	40	80	18	32000	17800

 

 

 

 

 

Долговечность подшипника, млн. об

,

где С – табличное  значение динамической грузоподъемности, C_r = 32000 H;

R_Э – эквивалентная нагрузка, Н.

 

Эквивалентная динамическая нагрузка R_Э определяется из сравнения отношения R_a/V∙R_r с коэффициентом влияния осевого нагружения e.

Коэффициент e и коэффициент осевой нагрузки Y определяются из соотношения R_a / C_оr.

 

_{При этом значении iRa/Cor e=0,56, Y=1,01  в соответствии с [13, табл.9.3].}

Если соотношение R_a/V∙R_{r >} e, то эквивалентная динамическая нагрузка определяется по формуле

R_э = (X∙V∙R_r + Y∙R_a)∙K_б∙K_t

где X - коэффициент радиальной нагрузки, Х=1;

Y - коэффициент осевой нагрузки, Y=1,01;

V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца, V = 1;

R_r = R₂ – радиальная нагрузка, равная опорной реакции, Н;

K_б – коэффициент безопасности, принимаем из условий работы механизма К_б= 1,5;

K_t - температурный коэффициент, K_t = 1.

Расчетная долговечность  подшипника, час

где n – фактическая частота вращения барабана, мин^-1.

 

Для крановых механизмов считается приемлемой долговечность  часов, значение входит в данной промежуток, следовательно, данный типоразмер подшипника удовлетворяет условию долговечности.

 

2.4.2. Крепление конца каната на барабане

 

Конец каната на барабане крепят накладкой с трапецеидальными канавками.

 

Рисунок 2.11 - Крепление каната на барабане накладкой с трапецеидальной канавкой

 

 Выбираем накладу  с двумя болтами.

Напряжение каната в  месте крепления на барабане, Н

где f – коэффициент трения между канатом и барабаном, f = 0,15;

угол обхвата барабана запасными  витками каната ( ), ;

e = 2,74 – основание логарифма.

Сила, растягивающая один болт, Н

где f₁ – приведенный коэффициент трения между канатом и накладкой с трапециииидальным сечением канавки

где угол наклона боковой грани канавки;

угол обхвата барабана канатом  при переходе от одной канавки  накладки к другой.

Сила, изгибающая один болт, Н

Суммарное напряжение в  каждом болте, МПа.

где k – коэффициент запаса надежности крепления каната, k = 1,5;

l – расстояние от головки болта до барабана, мм (по дну канавки).

l = d_к + (4…8)мм,          l = 16,5 + 6 = 22,5мм;

d₁ – внутренний диаметр резьбы болта, мм.

d₁ = d_к – 2мм,               d₁ = 16,5 – 2 = 14,5мм;

допускаемое напряжение на растяжение материала болта, МПа.

где предел текучести материала болта, 240 МПа.

Условие прочности выполняется.

 

2.4.3. Расчет шпонки  на тихоходном валу двигателя

 

Шпоночное соединение выбирается исходя из условия прочности на смятие и срез. Допускаемый момент, исходя из условия прочности шпоночного соединения на смятие:

,

где [σ]_см =100-150 МПа;

d – диаметр вала, на котором находится шпонка, d=55мм;

l_p=l-b, (l=100мм – длина шпонки, b=14мм – ширина шпонки);

k – справочный размер, выбираемый в соответствии с принятым типоразмером.

 

 

k=t₂∙l=4,4∙100=440мм²

кН*м

Допускаемый момент, исходя из условия прочности на срез:

где [τ]_ср =60-90Н/мм.

k=b∙l=14∙100=1400 мм²

 кН*м

Из двух найденных моментов берется наименьший. М = 104,06 кН*м.

2.5. Контроль состояния и оценка надежности элементов механизма подъема

2.5.1. Определение толщины  цилиндрической стенки

Принимая в качестве материала барабана сталь 35Л, МПа, определяем приближенное значение толщины стенки барабана [1, стр.92]:

м

где – наибольшее статическое натяжение каната;

      – расстояние между соседними витками каната, м;

      - допускаемое напряжение материала, МПа.

Уточним полученное значение, для чего по формуле [1, стр.93] определим  коэффициент влияния деформаций стенки барабана и каната:

где – модуль упругости каната, для шестипрядных канатов с органическим сердечником МПа;

      – площадь сечения всех проволок каната;

      – модуль упругости стенки барабана, для стальных литых барабанов

МПа.

Так как  и ,

то допускаемые напряжения смятия необходимо понизить на .

Тогда допускаемое напряжение материала:

МПа.

Окончательная толщина цилиндрической стенки [1, стр.93]:

м:

Из условия технологии изготовления литых барабанов толщина  стенки должна быть не менее:

м,

где – диаметр барабана по дну канавок, м.

Учитывая, что стенка барабана в процессе эксплуатации изнашивается, принимаем мм.

2.5.2 Проверка устойчивости цилиндрической стенки

Для определения необходимости  проверки устойчивости подсчитываем номинальное  напряжение сжатия в стенке барабана:

МПа и отношение  .

При этих параметрах из табл. следует, что проверку устойчивости стенки необходимо производить, если отношение . Для проектируемого барабана следовательно, проверки устойчивости стенки не требуется. Так как условие для проектируемого барабана не выполняется, следует проверить стенку барабана на совместное действие изгиба и кручения.

,

где – максимальный изгибающий момент, Н м;

      – крутящий момент, Н м;

      – коэффициент, учитывающий различие опасных напряжений изгиба и кручений;

      – экваториальный момент сопротивления сечения барабана, м .

Максимальный изгибающий момент:

.

Крутящий момент:

.

Экваториальный момент:

.

.

Условие выполняется.

2.5.3. Расчет оси барабана  на изгиб

Ось барабана испытывает напряжение изгиба от действия усилий двух ветвей каната при сдвоенном полиспасте, а также от собственного веса.

Для расчета длину  оси барабана можно принять равной:

 мм,

где - расчетная длина барабана, мм.

Принимаем мм, мм.

При пренебрежении весом  барабана, определим нагрузки на ступицы  барабана [1, стр.96]:

Н = 28,5 кН;

Н = 24,1 кН;

где – максимальное статическое усилие в канате, Н;

      – длина нарезанного участка барабана, мм;

     – длина гладкого участка барабана, мм.

Рисунок 2.12 – Схема к расчету оси барабана на изгиб

 

Определим реакции опор и [10, стр.96]:

;

.

Определим значения изгибающих моментов и [10, стр.96]:

;

.

Определим минимальный  диаметр ступицы исходя из работы оси на изгиб в симметричном цикле [10, стр. 96]:

,

где – изгибающий момент в расчетном сечении, Н*м;

      – момент сопротивления расчетного сечения при изгибе, ;

      – допускаемое напряжение при симметричном цикле, МПа.

Допускаемое напряжение при симметричном цикле можно  определить по упрощённой формуле: