Расчет механизма подъема мостового крана (стр. 2 из 11)

[σ]

МПа

n_Т – запас прочности по пределу текучести; n_Т = 1,5

.

Условие прочности соблюдается, σ < [σ].

3.2 Гайка крюка

Высота гайки, имеющей трапецеидальную резьбу, должна быть не менее:

Н=

, (3.3)

где t – шаг резьбы, d₂ – средний и минимальный диаметры, мм;

p – допускаемое напряжение на смятие, сталь по стали p = 30,0…35,0 МПа

(материал гайки сталь 45).

Высота гайки для метрической резьбы:

Н = 1,2d₂=1,2. 52=62,4 мм

Высота гайки с учетом установки стопорной планки (высотой 4..8 мм) принимается Н = 70 мм.

Наружный диаметр гайки

D_н= 1,8^.d₂=1,8^. 52=93,6 мм

Принимаем 95 мм.

3.3 Упорный подшипник

Для крюка диаметром шейки d₁ =55 мм выбираем упорный однорядный подшипник легкой серии 8211 (приложение XVI, ГОСТ 6874-75), С₀=129000Н. Расчетная нагрузка Q_p на подшипник должна быть равна или менее статической грузоподъемности С_0.

Q_p=k. Q

k = 1,2 – коэффициент безопасности [1, с. 471, приложение Х ]

Q_p=1,2. 80000=96000 Н <С₀ = 129000 Н

Оставляем подшипник легкой серии 8211. Выписываем его основные геометрические размеры.

3.4 Траверса крюка

Траверса крюка (рис.4) изготовляется из стали 45, имеющей:

σ_в=610МПа;

σ_т=450 МПа, σ_-1=250 МПа.

Траверсу рассчитывают на изгибе при допущении, что действующие на неё силы сосредоточенные; кроме того, считают, что перерезывающие силы незначительно влияют на изгибающий момент.

После конструктивной проработки или из приложения VIII определяют расчетные размеры, т.е. расстояние между осями крайних блоков b = 200 мм,

мм. Расчетная нагрузка на траверсу такая же, как и на упорный подшипник

Q_p=96000 Н.

Рис.4. Траверса крюка

Максимальный изгибающий момент

M_u=

Н.мм

Момент сопротивления среднего сечения из условия прочности на изгиб

W=

.

Допускаемое напряжение при переменных нагрузках

МПа

[σ]=60,0…100,0 МПа. Принимаем [σ]=90 МПа.

W=

В то же время момент сопротивления среднего сечения траверсы определяется по формуле:

W=

.

Диаметр сквозного отверстия для заготовки крюка (см. рис.4)

d₂ = d₁+

мм

где

- диаметр заготовки крюка.

B₁ – ширина траверсы, назначается с учетом нагруженного диаметра D₁ посадочного гнезда упорного подшипника (см. геометрические размеры упорного подшипника).

B₁=D₁+

мм

h – высота траверсы

h=

= =82,5 мм.

Изгибающий момент в сечении Б-Б

М_иП =

Нмм

Минимальный диаметр цапфы под подшипником из условия прочности на изгиб

d=

= 58,5 мм

Принимаем d=60 мм.

3.5 Выбор подшипников блоков

Эквивалентная нагрузка на подшипник

P =

(3.4)

где Р₁, Р₂,…, Р_n – эквивалентные нагрузки,

L₁, L_2, …, L_n – номинальные долговечности (согласно графика загрузки, рис. 5)

Рис.5. График загрузки для легкого режима

Для радиальных подшипников:

P=

где F_r–радиальная нагрузка,

F_а – осевая нагрузка, F_а=0;

X,Y – коэффициенты радиальных и осевых нагрузок, для однорядных шарикоподшипников при

V – коэффициент вращения; при вращении наружного кольца V=1,2;

k

- коэффициент безопасности; k =1,2;

k_t- температурный коэффициент k_t=1.

F_r1 =

Н

F_r2 = 0,095. F_r1=0,095^. 20000=1900 Н

F_r3 = 0,05^.F_r1=0,05^.20000=1000 Н

Р₁ =1^. 1,2^.20000^.1,2^.1=28800 Н

Р₂ =1^.1,2^.1900^.1,2^.1=2736 Н

Р₃ = 1^.1,2^.1000^.1,2^.1=1440 Н

Долговечность подшипников номинальная и при каждом режиме нагрузки

L=

,

где L_h- ресурс подшипника L_h=1000 (табл. 4).

Таблица 4

Ресурс деталей грузоподъемных машин

Режим работы	Срок службы, годы (час)
	подшипников качения	зубчатых передач	валов
Легкий	10 (1000)	10 (1500)	25 (2500)
Средний	5 (3500)	10 (7000)	15 (10000)
Тяжелый	3 (5000)	10 (16000)	10 (16000)
Весьма тяжелый	3 (10000)	10 (32000)	10 (32000)

n – частота вращения подвижного блока крюковой подвески

n =

L =

млн. об.

L₁= 0,4L=0,4^. 1,32=0,528 млн. об

L₂ = L₃=0,3L=0,3^.1,32=0,346 млн. об.

P=

=13390 Н

Динамическая грузоподъемность

C=L^1/αР,

α = 3для шарикоподшипников (3,33 для роликовых).

С= 1,32^1/3. 13390=14690 Н

Для данного диаметра цапфы d=60 мм по динамической грузоподъемности выбираем шариковый подшипник радиальный однорядный легкой серии №212 ГОСТ 8338 d= 60 мм, D=110 мм, В=22 мм, С= 41100 Н.

4. Расчет узла барабана

4.1 Определение конструктивных размеров барабана

Принимаем барабан диаметром D=400 мм.

Расчетный диметр барабана D_б=413,5 мм.

Рис.6 Профиль канавок барабана

Длина каната, наматываемого на одну половину барабана,

L_k=HU=8,0^.2=16 м

Число витков нарезки на одной половине барабана

z=

Длина нарезки на одной половине барабана

l_н=z.t_н

где t_н – шаг нарезки барабана,

мм (приложение IX).

l_н=14^.16=224 мм

Полная длина барабана

L_б= 2

_Г,

где l₃ – длина участка с каждой стороны барабана, используемая для закрепления каната,

l₃= 4^.t_Н = 4^.16=64 мм

l_Г – расстояние между правой и левой нарезкой

l_Г = b-2h_mintgα

_min – расстояние между осью барабана и осью блоков в крайнем верхнем положении (определяется конструктивно).

Α – допустимый угол отклонения набегающей на барабан ветви каната от вертикального положения α = 4_…6˚

b – расстояние между осями ручьев крайних блоков b = 200 мм

l_Г = 200-2^.650^.tg4˚ = 109 мм

Принимаем l_Г = 110мм

_б = 2(224+64)+110=686 мм

Барабан отлит из чугуна СЧ15 с σ_В =700 МПа.

Толщина стенки барабана

δ =

где

[σ]_сж=

МПа

к – коэффициент запаса прочности для крюковых кранов к =4,25 [1, с. 475, приложение XV].

δ =

мм

Толщина стенки должна быть не менее 12 мм и может быть определена для чугунного барабана по формуле

δ = 0,02D+(0,6 _… 1,0)=0,02^. 400+8=16 мм

Крутящий момент, передаваемый барабаном,

М_кр= 2S_max^.

Н^. мм

Изгибающий момент

М _и = S_max^. l´ = 20284^. 288=4,36·10⁶ Н. мм

l´- расстояние до среднего торцевого диска, l´ = 288мм

Сложное напряжение от изгиба и кручения

σ =