Файл: Введение 2 Общие схемы крана, описание устройства, конструкция, работа 3.docx
Добавлен: 19.03.2024
Просмотров: 106
Скачиваний: 0
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
Dокр=840
dп=З110
dст=З120
d=З140
dст=З120
dп=З110
Рис. 3.1.3.1. Установка барабана. 
Рис. 3.1.3.2. Геометрические размеры оси барабана.
Рис. 3.1.3.3. Геометрические размеры ступиц барабана.Геометрические размеры ступиц (см. рис. 3.1.4.3) барабана определим по формулам:
Длина ступицы
lст=(0,8…1,5)∙dст; (3.1.3.5)
lст=0,8∙120=96 (мм).
Принимаем lст=100 (мм). Диаметр ступицы
Dст=1,5∙ dст+10; (3.1.3.6)
Dст=1,5∙120+10=190 (мм).
Расчет оси барабана сводят к определению диаметров цапф dц и ступицы dс из условия работы оси на изгиб в симметричном цикле (см. форм. 5.9 [8]):
ζ=Ми/W≤[ζ-1], (3.1.3.7)
где Ми изгибающий момент в расчетном сечении, Н∙м;
W момент сопротивления расчетного сечения при изгибе, м3; [ζ-1] допускаемое напряжение при симметричном цикле.
Допускаемое напряжение при симметричном цикле можно определить по упрощенной формуле (см. форм. 5.10 [8])
[ζ-1]=
1
k'0 n
, (3.1.3.8)
dст=З120
Dст=З190
dст=З120
Dст=З190
где k0 коэффициент, учитывающий конструкцию детали; для осей k0=2; ζ-1 предел выносливости материала, МПа; -
допускаемый коэффициент запаса прочности; для режима работы М6 [n]=1,8.
W=0,1∙d3. (3.1.3.9)
Ось барабана выполнена из Стали 45, для данной марки стали ζ-1=245,2 МПа (см. табл.
1.14 [8])
По формуле 3.1.4.4
[ζ-1]= 245,2 =68,11 (МПа).
2 1,8
Найдем реакции в подшипниках (см. рис. 3.1.3.4). ΣМDi=0;
P2∙l3+P1∙(l3+l2)-R1∙(l3+l2+l1)=0;
R1= P2 l3 P1 (l3 l2 ) . (3.1.3.10)
l3 l2 l1
ΣMCi=0
P1∙l1+P2∙(l1+l2)-R2∙(l1+l2+l3)=0;
R2= P1 l1 P2
(l1 l2 ) . (3.1.3.11)
l3 l2 l1
Для случая, когда груз опущен
R1= 32,77 0,2 60,9 (0,2 0,46) =61,11 (кН);
0,2 0,46 0,105
R2= 60,9 0,105 32,77 (0,105 0,46) =32,56 (кН).
0,2 0,46 0,105
Для случая, когда груз поднят
R'1= 50,43 0,2 42,9 (0,2 0,46) =50,2 (кН);
0,2 0,46 0,105
R'2= 42,9 0,105 50,43 (0,105 0,46) =43,13 (кН).
0,2 0,46 0,105
Построим эпюры поперечных сил и изгибающих моментов (см. рис. 3.1.3.5) (при расчете считаем, что груз поднят в верхнее положение).
-
участок:
0≤z1≤l1; Q'1=R1'=50,2 (кН); М'1=R1'∙z1; М'1;z1=0=50,2∙0=0;
М'1; z1=l1=50,2∙0,105=5,271 (кН∙м).
-
участок:
l3≥z2≥0; Q'2=R2'=43,13 (кН); М'2= P2'∙z2;
М'2; z2=0=43,13∙0=0;
М'2; z2=l3=43,13∙0,2=8,63 (кН);
Для случая когда груз опущен I участок:
0≤z1≤l1; Q1=R1=61,11 (кН); М1=Р1∙z1; М1;z1=0=61,1∙0=0;
М1; z1=l1=61,1∙0,105=6,42 (кН∙м).
II участок:
l3≥z2≥0; Q2=R2=32,56 (кН); М2= R2∙z2;
М2; z2=0=32,56∙0=0;
М2; z2=l3=32,56∙0,2=6,51 (кН);
Построим эпюру изгибающих напряжений (см. рис. 3.1.3.6), для случая, когда груз поднят
1,26 103
ζи1= =9,47 (МПа);
0,1 0,113
1,26 103
ζи2= =7,29 (МПа);
0,1 0,123
5,27 103
ζи3= =30,45 (МПа);
0,1 0,123
5,87 103
ζи4= =33,97 (МПа);
0,1 0,123
5,87 103
ζи5= =21,39 (МПа);
0,1 0,143
8,27 103
ζи6= =30,14 (МПа);
0,1 0,143
8,27 103
ζи7= =47,86 (МПа);
0,1 0,123
8,63 103
ζи8= =49,94 (МПа);
0,1 0,123
6,47 103
ζи9= =37,44 (МПа);
0,1 0,123
6,47 103
ζи10= =48,61 (МПа).
0,1 0,113
R2P2P1R1DС
эп.Q'(кН)
43,13
эп.Q(кН)
32,56
l3=200
+
+
l2=460
l1=105
-
-
50,2
61,11
эп.М'(кН*м)
эп.М(кН*м)
+
8,63
+
6,51
5,271
6,42
Рис. 3.1.3.5. Эпюры внутренних силовых факторов.
АR2А
P2=43,13(кН)P1=50,2(кН)R1
l3=200
l2=460
l1=105
[s]-1
68,11
эп.s(МПа)
48,61
49,94
47,86
30,14
21,39
33,97
30,45
9,47
Рис. 3.1.3.6. Эпюра напряжений изгиба.
Наиболее опасное сечение А-А проверим по эквивалентным напряжениямζэкв=
≤[ζ-1
]; (3.1.3.12)
где ср
-
напряжения среза, МПа.
ср=
Qmax
d2
4
; (3.1.3.13)
где Qmax максимальная поперечная сила, кН (см. рис. 3.1.3.5); d диаметр расчетного сечения, м.
ср= 43,13 =3,82 (МПа).
3,14 0,122
4
По формуле 3.1.3.12ζэкв=
=50,52
По результатам расчета, используемая ось выдерживает нагрузки в симметричном цикле работы.
-
Расчет подшипников оси барабана
Для компенсации несоосности опор ось барабана помещается на самоустанавливающихся сферических двухрядных роликовых подшипниках.
Эквивалентная нагрузка на левый подшипник может быть определена по формуле (см. форм. 26 [11])
Рэкв=R2'∙kv∙kд∙kпр, (3.1.4.1)
где kv коэффициент вращения; при вращении внутреннего кольца kv=1; kд динамический коэффициент; для механизмов подъема kд=1,2;
kпр коэффициент приведения; для режима работы М6 kпр=0,75; Рэкв=43,13∙1∙1,2∙0,75=38,82 (кН).
Требуемая долговечность подшипника L (млн. оборотов) определится по формуле (см. форм. 16 [9])
L=60∙nбп∙Lh/106, (3.1.4.2)
где Lh долговечность подшипника; Lh=5000 (ч) для режима работы М6; nбп частота вращения барабана, мин-1; nбп=11,5 (мин-1) (см. разд. 2.1.5)
L=60∙11,5∙5000/106=3,45 (млн.оборотов).
Расчетная динамическая грузоподъемность подшипника будет равна (см. форм. 17 [11]) С=Рэкв∙ 3 L ; (3.1.4.3)
С=43,13∙ =65,17 (кН).Поскольку в левом подшипнике вращаются оба кольца, то его можно рассчитывать по статической грузоподъемности Р1
C0=R1∙kпр∙kд; (3.1.4.4)
С0=61,11∙0,75∙1,2=55 (кН).
По полученным значениям нагрузок, с учетом условий установки внешнего кольца в выходной вал редуктора, выбираем подшипник (см. табл. 102 [4]) роликовый сферический двухрядный (см. рис. 3.1.4.1)