Разработка настенного поворотного крана (стр. 4 из 6)
ηр – КПД редуктора
Мк = 1162 * 0.99 * 0.92 = 1058.3 Н * м
[τ] – допускаемое напряжение кручения = 20 Н/мм2
d1 = 
= 43.7 мм
Округляем до стандартного значения d1 = 45 мм.
2.5.1.2 Определяем длину под полумуфту
l1 = (1.0 ÷ 1.5)d1 [6;143] (2.63)
l1 = 1.5 * 4.5 = 67.5 мм
Принимаю l1 = 68 мм
2.5.1.3 Определяем диаметр под подшипник
d2 = d1 + 2t [6;144] (2.64)
где t – высота буртика
d2 = 45 + 2 * 2.5 = 50 мм
2.5.1.4 Определяем длину под подшипник
l2 = 0.6 * d2[6;144] (2.65)
l2 = 0.6 * 50 = 30 мм
2.5.1.5 Определяем диаметр переходной ступени
d3 = d2 + 2 * t
d3 = 50 + 2 * 3 = 56 мм
Принимаю длину переходной части конструктивно l3 = 70 мм
2.5.1.6 Определяем диаметр под опору барабана на вал
d4 = d3 + 2 * t
d4 = 36 + 2 * 3 = 62 мм
2.5.1.7 Определяем длину опорной ступени
l4 = 0.8 * d4 [6;144] (2.66)
l4 = 0.8 * 62 = 49.6 мм
длину оси вала принимаю конструктивно l = 315.1 мм
2.5.2 Производим поверхностный расчёт вала
Рис. 2.10 Расчётная схема нагружения вала
2.5.2.1 Определяем силу, действующую от полумуфты
Fм = 100 * 
[6;110] (2.67)
где Мк – крутящий момент на валу
Fм = 100 * 
= 591.8 Н
2.5.2.2 Определяем реакции в вертикальной плоскости
Ray = Rcy = 2500 Н
2.5.2.3 Определяем реакции в горизонтальной плоскости
Rcx = 931 Н
Rax = 3430.2 Н
2.5.2.4 Определяем суммарный момент в точке В
М = 
[6;151] (2.68)
My – момент в вертикальной плоскости
Мx – момент в горизонтальной плоскости
М = 
= 386.4 Н * м
Для вала, изготовленного из стали 40 х.
σв = 900 МПа
σт = 750 МПа
С1 = 410 МПа
2.5.2.5 Находим нормальное напряжение
σн = М * 103/Wx [6;160] (2.69)
М – изгибающий момент в опасном сечении
Wx – осевой момент сопротивления
Wx = 0.1 * d3 [6;110] (2.70)
d – диаметр опасного сечения
Wx = 0.1 * 563 = 17561.6 мм3
σн = 386.4 * 103/17561.6 = 22 Н/м2 (МПа)
2.5.2.6 Определяем касательное напряжение
τн = Ми * 103/Wg [6;160] (2.71)
где Wg – полярный момент сопротивления
Wg = 0.2 * d3 [6;110] (2.72)
Wg = 0.2 * 563 = 35123.2 мм3
τн = 35 * 103/35123.2 = 11.5 МПа
2.5.2.7 Определяем амплитуду нормальных напряжений
σа = σм [6;160] (2.73)
σа = 22 МПа
2.5.2.8 Определяем амплитуду цикла касательных напряжений
τа = τн/2 [6;160] (2.74)
τа = 11.3/2 = 5.6 МПа
2.5.2.9 Определяем коэффициент концентрации нормальных напряжений
(Кσ)d = Кσ/Кd + КF – 1 [6;161] (2.75)
Кσ = 2.25; Кd = 0.86; КF = 1
(Кσ)d = (2.25/0.86) + 1 – 1 = 2.6
2.5.2.10 Определяем коэффициент касательных напряжений по формуле (2.75)
Кτ = 1.75; Кd = 0.77; КF = 1
(Кτ)d = (1.75/0.77) + 1 – 1 = 2.3
2.5.2.11 Определяем предел выносливости в расчётном сечении при изгибе
(σ-1)d = σ-1/(Кσ)d [6;161] (2.76)
(σ-1)d = 410/2.6 = 157.7 МПа
2.5.2.12 Определяем предел выносливости в расчётном сечении при кручении по формуле (2.76)
τ-1 = 0.58 * σ-1 [6;162] (2.77)
τ-1 = 0.58 * 410 = 237.8 МПа
(τ-1)d = 237.8/2.3 = 103.4 МПа
2.5.2.13 Определяем коэффициент запаса прочности
S = Sσ * Sτ/ Sσ2 + Sτ2 ≤ [S] = 1.6 ÷ 4 [6;163] (2.78)
где Sσ – коэффициент запаса прочности при изгибе
Sσ = (σ-1)d/σa [6;163] (2.79)
Sσ = 157.7/22 = 7.1
Sτ – коэффициент запаса прочности при кручении
Sτ = (τ-1)d/τа [6;164] (2.80)
Sτ = 103.4/5.6 = 18.5
S = 7.1 * 18.5/ 7.12 + 18.52 = 3.1
S = 3.1 ≤ [S] = 4
Коэффициент запаса прочности находится в допустимых пределах. Условие выполняется, вал выдержит данную нагрузку.
2.6 ВЫБОР ШПОНОК
2.6.1 Выбираем шпоночные соединения с призматическими шпонками по ГОСТ 23360 – 78
Рис. 2.11 Шпоночное соединение
2.6.2 Выбираем параметры шпоночного соединения из таблицы К 42 для вала механического поворота
Таблица 2.7 Параметры шпоночного соединения
| L | h | B | t1 | t2 |
| 80 | 14 | 25 | 9 | 5.4 |
2.6.3 Выбираем параметры шпоночного соединения для вала барабана механизма подъёма из таблицы К 42.
Таблица 2.8 Параметры шпонок вала.
| L | h | B | t1 | t2 |
| 100 | 14 | 25 | 9 | 5.4 |
2.6.4 Проверочный расчёт шпонки под вал барабана механизма подъёма
σсм = 2Мк/[d(0.9 * h – t1)L] ≤ [σсм]
где Мк – передаваемый момент = 1162 Н * м
d – диаметр вала = 62 мм = 0.062 м
h – высота шпонки = 14 мм = 0.014 м
t1 – рабочая глубина в пазе вала = 9 мм = 0.009 м
L – длина шпонки = 100 мм = 0.1 м
[σсм] = 80 МПа – допустимое напряжение сжатия
σсм = 2 * 1162/[0.062(0.9 * 0.014 – 0.009)0.1] = 7.5 МПа
σсм ≤ [σсм]
7.5МПа ≤ 80 МПа
2.7 РАСЧЁТ И ВЫБОР МУФТ
2.7.1 Определяем расчётный момент на валу двигателя механизма подъёма
Тр = Кр * Мк1 ≤ Т [6;220] (2.81)
где Кр – коэффициент режима нагрузки = 1.25
Мк1 – крутящий момент на валу двигателя = 35 Н * м
Т – номинальный вращающий момент установленный стандартом = 63 Н * м
Тр = 1.25 * 35 = 43.75 Н * м < Т = 63 Н * м
2.7.2 Определяем радиальную силу вызванную радиальным смещением
Fм = СΔr* Δr [6;222] (2.82)
где СΔr – радиальная жёсткость муфты
Δr – радиальное смещение
Fм = 800 * 0.2 = 400 Н
Выбираем муфту упругую (ГОСТ 21425 – 93) втулочно-пальцевую с тормозным шкивом с целью экономии габаритных размеров всего механизма
Рис. 2.12 Муфта
Таблица 2.9 Параметры муфты втулочно-кольцевой.
| L | d | D |
| 70 | 24 | 100 |
2.8 ВЫБОР И ПРОВЕРКА ПОДШИПНИКОВ
2.8.1 Для вала под барабан выбираем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники
(ГОСТ 831 – 75)
Этот подшипник наиболее подходящий т.к. на барабан действует большая радиальная сила, и в тоже время осевая. Подшипники этого типа предназначены для восприятия этих нагрузок.
Подшипник 36210
dвн = 50 мм
Dнар = 90 мм
Bоб = 20 мм
Грузоподъемность 33.9 кН
2.8.2 Определяю суммарные силы, действующие на подшипники в точках А и С, выявляя наиболее нагруженный подшипник
F = Ry2 + Rx2 [6;170] (2.83)
где Ry – реакция в вертикальной плоскости
Rx – реакция в горизонтальной плоскости
В точке А:
FА = Ray2 + Rax2 = 25002 + 3430.82 = 4245 Н
В точке С:
FC = Rcy2 + Rcx2 = 25002 + 9312 = 2667.7 Н
Наиболее нагруженный подшипник в точке А, расчёт будем вести по нему.
2.8.2.1 Определяем эквивалентную динамическую нагрузку
RE = V * Fr * Kσ * Kτ [6;170] (2.84)
где V – коэффициент вращения
Fr – радиальная нагрузка подшипника
Kσ – коэффициент безопасности
Kτ – температурный коэффициент
RE = 1 * 4245 * 1.2 * 1 = 5094 Н
2.8.2.2 Определяем расчётную грузоподъёмность подшипников