Материал: Совершенствование АТП смешанного типа с разработкой площадки для хранения устаревшей техники

[s сж] = 0,95 · 137 = 130,15 МПа

d = 1,07 · 0,86452 ·  = 0,0058 м. Следовательно, принятое значение d = 0,015 м удовлетворяет условиям прочности.

При отношении = 2,05 < 3 ¸ 4 расчет стенки барабана на изгиб и кручение не выполняется.

Отношение = 2,05 <  = 6,5 [1, табл. 5. 2], поэтому расчет цилиндрической стенки барабана на устойчивость также можно не выполнять.

В качестве прижимного устройства каната на барабане используется напряжение планки с полукруглыми канавками. Согласно правилам Госгортехнадзора число установленных одноболтовых планок должно быть не менее двух, которые устанавливают с шагом 600. Суммарное усилие растяжение болтов, прижимающих канат к барабану.

 (48)

где f = 0,1 ¸ 0,12 - коэффициент трения между конатом и барабаном,

g - угол наклона боковой грани канавки. g = 400;

a - угол обхвата каната неприкосновенными витками, a = (1,5 ¸ 2)· 2П = (3 ¸ 4) · П

 (49)

где k ≥ 1,5 - коэффициент запаса надежности крепления каната к барабану,= - приведенный коэффициент трения между канатами и планкой;= = 0,155; l - расстояние от дна каната на барабане до верхней плоскости прижимной планки, конструктивно примем l = 0,025 м.

В качестве материала болта принята сталь ВСтЗсп с sтех = 230 МПа. Допускаемое напряжение растяжения [sр] = = = 92 МПа; d1 - средний диаметр резьбы болта, для каната диаметром dк = 13 мм принимаем болт М12, d1 = 0,0105 м

Принимаем z = 8, четыре двухболтовые в планки.

Ось барабана испытывает напряжение изгиба от действия усилий двух ветвей каната при сдвоенном полиспасте, собственным весом барабана пренебрегаем. Расчетная схема оси барабана механизма подъема представлена на рисунке 8.

Нагрузка на ступицы барабана (при пренебрежении его весом)

  (50)

где lн - длина нарезной части барабана, lн = 303,22 мм; lгл - длина гладкой средней части, lгл = 150 мм (см. рисунок )

Расстояние от ступиц барабана до опор оси предварительно принимаем [1]: l1 = 120 мм, l2 = 200 мм, расчетную длину оси l = Lб + 150 ¸ 200 мм = 820 + 150 = 970 мм.

Расчет оси барабана сводится к определению диаметров цапф dш и ступицы dс из условия работы оси на изгиб в симметричным цикле [1]:

 (51)

Где Ми - изгибающий момент в расчетном сечении,- момент сопротивления расчетного сечения при изгибе,

[s - 1] - допускаемое напряжение при симметричном цикле, определяется по упрощенной формуле:

 (52)

где к0¢- коэффициент учитывающий конструкцию детали, для валов и осей, цапф к0¢= 2 ¸ 2,8; s - 1 - предел выносливости,

[n] - допускаемый коэффициент запаса прочности, для группы режима работы 5М[n] = 1,7. Материал оси - сталь 45, sтех = 598 МПа, s -1 = 257 Мпа

Нагрузки на ступицы барабана по формуле (50)

Рисунок 8 - Расчетная схема оси барабана механизма подъема груза.

R1 · l = P1( l - l1) + P2 · l2 = P1 + P2 - R1 = 14721,8 + 10050,93 - 14972,903 = 9799,827 Н

Изгибающий момент под левой ступицей:

М1 = R1 · l1 = 14972,903 · 0,12 = 1796,75 Н · м

Изгибающий момент под правой ступицей:

М2 = R2 · l2 = 9799,827 · 0,2 = 1959,965 Н · м

Находим диаметр оси под правой ступицей, где действуют наибольший изгибающий момент М2:

Принимаем dС = 0,07 м

Принимаем остальные диаметры участков оси барабана согласно рисунку 9.

Рисунок 9 - Эскиз оси барабана.

Из [6] в качестве подшипников опор выбраны радиальные двухрядовые шарикоподшипники № 1610 ГОСТ5720 - 75 с внутренним диаметром 50 мм, наружным 110 мм, шириной 40 мм, динамическая грузоподъемность с = 63,7 кН, статическая с0 = 23,6 кН.

Проверяем выбранные подшипники по [7]. Требуемая динамическая грузоподъемность

Стр = Fп ·  (53)

где Fп - динамическая проведенная нагрузка, L - номинальная долговечность, млн. циклов, 3 - показатель степени кривой усталости Велера для шарикоподшипников.

Номинальная долговечность определяется по формуле

 (54)

где n - частота вращения колца подшипника при установившемся движении, об/мин;

Т- требуемая долговечность подшипника, ч. Для группы режима работы 5М величина Т = 5000ч.

Приведенная динамическая нагрузка:

п = Fэкв · rб · rтемп (55)

где Fэкв - эквивалентная нагрузка; кб - коэффициент безопасности, кб = 1,2; ктемп - температурный коэффициент, ктемп= 1,05 (для 125 0с)

Эквивалентная нагрузка определяется с учетом фактического или усредненного графика работы механизма (см. рисунок ) в зависимости от группы режима работы:

 (56)

где F1, F2 …. Fi - постоянные приведенные нагрузки на подшипник при различной массе транспортируемого груза, действующие в течение времени,t2, …. ti за срок службы, при соответствии частоте вращения n1, n 2 ……ni ; Т - общий расчетный срок службы подшипника, ч;- частота вращения детали при установившемся режиме для движения, длящегося наиболее долго.

п = 11126 · 1,2 · 1,05 = 14018,76 Н

Стр = 14018,76 ·

следовательно, выбранный подшипник оси барабана подходит.

Выполняем уточненный расчет оси барабана в опасных сечениях 1 - 1 и 2 - 2 ( см. рисунок ), а также в сечении 3 - 3.

Сечение 1 - 1. Изгибающий момент Ми = R1 · (l1 - ), где lС - длина ступицы, lС = ( 1 ¸ 1,5) · dС = 1,5 · 0,07 = 0,105 м

Ми = 14972,903 · (0,12 - ) = 1010,603 Н · м

Запас прочности в рассчитываемом сечении по сопротивлению усталости определяется согласно [1].

где [ns] - наименьший допустимый запас прочности для оси, [ns] = 1,7; rs¢ = 1,7 - коэффициент концентрации напряжений в данном сечении оси; b = 1 - коэффициент упрочнения,

Еs- масштабный фактор при изгибе, Еs= 0,7; rу = 0,67 - коэффициент долговечности, s - напряжение изгиба в рассчитываемом сечении.

Сечение 2 - 2. Изгибающий момент Ми = R2 · (l2 - )= 9799,827 (0,2 + ) = 2474,456 Н · м

Сечение 3 - 3. Изгибающий момент Ми = R2 · (l2 - )= 9799,827 (0,2 - ) = 1445,474 Н · м

Прочность оси в рассчитываемых сечениях обеспечивается.

Выполним расчет болтов, соединяющих фланец барабана в виде зубчатой полумуфты с обечайкой. Болты устанавливаем на диаметре окружности Докр = (1,3 ¸ 1,4) · Дз, где Дз = 0,252 м - наружный диаметр зубчатого венца редуктора. Докр = 1,3 · 0,252 = 0,3276 м.

Соединение осуществляем болтами для отверстий из - под развертки по ГОСТ7817 - 80, материал болтов - сталь 45, sтех = 353 МПа.

Окружное срезающие усилие, действующие на все болты

Рокр = 2 · Smax · = 2 · 12386,364 · = 31079,426 H

Диаметр болта определяют по формуле

 (57)

где mб¢= 0,75 · mб - расчетное число болтов, mб- установленое число болтов, принемаем mб = 8, тогда mб¢= 0,75 · 8 = 6; [t ] - допускаемое напряжение среза, определяемое по зависимости

 (58)

где sт - предел текучести материала болта;- коэффициент безопасности, для механизмов подъема груза, кранов, работающих с крюком r1 = 1, 3;- коэффициент нагрузки, r2 = 1, 2

Принемаемп диаметр болта d = 0,008 м

.2 Расчет рамы грузовой тележки козлового крана

Грузовая тележка крана перемещается по монорельсу и подвешена на нем посредством четырех опорных катков. Сварной корпус тележки выполнен в форме четырехугольной рамы со стойками, которые несут опорные ролики, служащие для балансировки тележки при переносах.

Рама подвесной грузовой тележки с канатной тягой представляет собой две продольные балки, связанные между собой двумя концевыми балками, расположенными с кроев тележки, и двумя средними поперечными балками, на которых размещены элементы механизма подъема груза: электродвигатель, барабан, редуктор. Продольная ось симметрии барабана строго перпендикулярна продольной оси симметрии грузовой тележки.

Выполняем расчет продольных балок и двух средних поперечных балок как наиболее нагруженных элементов тележки.

Расчетная схема продольной балки показана на рисунке 10

а) вертикальная плоскость

Рисунок 10 - Расчетная схема продольной балки грузовой тележки.

Вертикальная плоскость. В предложении, что на каждую из двух продольных блоках будет действовать только половина вертикальной нагрузки имеем действующие нагрузки: Gт, вес тележки; Smax - максимальное натяжение каната от веса груза, передаваемое через ступицы барабана и его опоры на продольную балку; Рин - динамическая нагрузка, возникающая при работе механизма подъема груза.

Вертикальную динамическую нагрузку, возникающую при движении крана не учитываем, так как она воспринимается мостам крана.

Численные значения нагрузок равны

т = mт · g = 7848 Н

= 12386, 364 Н

Здесь jп = 0,2 ¸ 0,6 м / с2 - дополнительное ускорение груза в период его подъема. Находим опорные реакции. Размеры а = 560 мм = 0,56 м; l = 2700 мм = 2,7 м. ∑Мв=0.

Изгибающий момент в среднем сечении продольной балки

Горизонтальная плоскость. Действующими нагрузками являются: FB - ветровая нагрузка на тележку с грузом и Рин.к - динамическая нагрузка при движении крана Fв = 900 Н

Рин·к = mk·jn = 18500 · 0,15 = 2775 Н

Находим опорные реакции

Изгибающий момент в среднем сечении

Проверка прочности балки в среднем сечении согласно [ 3 ] проводится по формуле

 (59)

где МВ и МГ - изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскости, Н · м;и Wу - моменты сопротивления балки при изгибе в вертикальной и горизонтальной плоскостях, м3;- коэффициент неполноты расчета;- расчетное сопротивление материала, МПа

В качестве продольной балки принимаем швеллер N20 (ГОСТ8420 - 72),

Имеющий Wx = 152 см3 = 152 · 10-6 м3; Wу = 20,5 см3 = 20,5 · 10-6 м3.

Коэффициент неполноты расчета определяется по формуле

= m1 · m2 · m3 (60)

где m1 - коэффициент, учитывающий ответственность рассчитываемого элемента, m1 = 0,9 [, табл. 6. 2],- коэффициент, учитывающий отклонения в геометрических размерах конструкции, влияние коррозии и т. п. m2 = 0,95 [, табл. 6.3]- коэффициент неполноты расчетов; для подвесных тележек с канатной тягой m3 = 0,9 ¸ 0,95, примем m3 =0,95= 0,9 · 0,95 · 0,95 = 0,812

В качестве материала балки принимаем прокатную сталь марки 09Г2 с расчетным сопротивлением при изгибе R = 260 МПа [4, табл. 6. 7]

s = 202,312 МПа < 0,812 · 260 = 211,12 МПа

Условие прочности выполняется.

Выполняем расчет поперечной балки рамы грузовой тележки. Расчет выполняем для средней балки, как наиболее нагруженной.

Вертикальная плоскость. Согласно [3] расчетными нагрузками являются опорные реакции продольной балки от действия приложенной к ней вертикальных нагрузок. Расчетная длина поперечной балки l = 1,45 м.

Изгибающий момент в среднем сечении

Горизонтальная плоскость.

Аналогично

Расчетное напряжение в среднем сечении балки, выполненной из того же материала, что и продольная балка.

s = 108,652 МПа < 0,812 · 260 = 211,12 МПа

Условие прочности выполняется

.3 Расчет противоугонного захвата козлового крана

Условие сцепления приводных (т.е. тормозных) колес с рельсам при сдвиге крана ветром имеет вид

 (61)

где Wmin - наименьший коэффициент сопротивления движению (при rр = 1);пр - нагрузка на приводные колеса крана, Н;

Мт - суммарный тормозной момент, приведенный к валу колеса, Н · м; Мт = 28,724 Н · м

Д - диаметр ходового колеса, м; Д = 500 мм = 0,5 м

m0 - коэффициент сцепления ходового колеса с рельсом

Коэффициент сопротивления передвижению Wmin=0,02 [,табл.VI. 3.4]; коэффициент сцепления m0 = 0,12(для кранов, работающих на открытом воздухе).

Нагрузка при водные колеса крана при работе без груза с достаточной степенью точности

 (62)

где Gк - вес крана, Н;

а - число приводных колес, а = 2

в - общее число ходовых колес, в = 4

Так как масса крана mk = 18,5 т = 18500 кг, то вес крана

к = mк · g = 18500 · 9,81 = 181485 Н