Определение площади сечения болта:

для болта М10 равно 78,54.

Следует сделать вывод, что соединение шестью болтами М10 удовлетворяет всем требованиям.

4. Расчет металлоконструкции.

Исходными данными для расчета является длина вылета L, грузоподъемность Q.

Высота сечения стрелы

Принимаем

4.1 Определение основных размеров

Ширина сечения стрелы

Принимаем стандартную полосу с шириной

Толщина стенки:

Примем толщину стенки равной

Толщина верхнего пояса:

мм

Примем толщину равной мм

Подвижная нагрузка от колеса:

, где

_{KQ=1,4 – коэффициент нагрузки}

_{Kq=1,1 – коэффициент неравномерности}

Толщина верхнего пояса:

, где

Принимаем толщину равной

Дальнейшие расчеты производят по эквивалентному сечению.

Высота эквивалентного сечения:

Расчетное сечение показано на рисунке 2.2.

Ш ирина нижнего сечения сделана больше

чем ширина верхнего, размещения колес

электротали.

Расстояние между стенками принято стандартным, что позволяет выполнять диафрагмы

без обрезки по длине. Диафрагмы к верхнему растянутому поясу не приваривают.

Свес пояса над стенкой обеспечивает удобство автоматической сварки.

Координаты центра тяжести сечения.

Момент инерции определяем, пренебрегая собственными моментами инерции поясов.

4.2 Проверка статического прогиба.

Эпюра изгибающих моментов аналогична приведенной на рисунке.

Расчетная длина стрелы:

Расстояние между подшипниками:

Принимаем

Фактический прогиб:

Допустимый прогиб:

Как видно фактический прогиб не превышает допустимый.

4.3 Определение веса металлоконструкции.

Вес стрелы:

Координаты центра тяжести стрелы:

Вес подвижной колонны

4.4 Проверка времени затухания колебаний.

Приведенная масса:

Жесткость:

Период собственных колебаний:

Логарифмический декремент затухания:

Начальная амплитуда:

Время затухания колебаний

4.5 Проверка прочности.

Допускаемое нормальное напряжение:

Допускаемое касательное напряжение, в том числе и для сварных швов:

Расчет в данном случае целесообразно начинать с подвижной колонны, так как в опасном сечении подвижной колонны действует наибольший момент в вертикальной плоскости.

Момент инерции в опасном сечении:

Момент сопротивления изгибу:

Напряжение изгиба:

Условие выполняется.

4.6 Расчет сварных соединений.

Высота концевого сечения колонны:

мм

Момент инерции сечения:

Статический момент:

Перезывающая сила:

Касательное напряжение в сварных швах:

Условие выполняется.

5. Расчет опорных узлов.

5.1 Расчет крепежа опорных узлов.

5.1.1 Равновесие стрелы.

5.1.2 Равновесие кронштейна.

а) Стрела перпендикулярна стене.

б) Стрела параллельна стене.

5.2 Напряжения в стыках, сила затяжки:

5.2.1 Верхняя опора.

а) , где

k – коэффициент запаса,

=0,75 — для стыка сталь-бетон

б)

Условие несдвигаемости для верхней опоры:

отсюда

5.2.2 Нижняя опора.

Из условия несдвигаемости для нижней опоры:

Расчетная нагрузка, действующая на болт в верхней опоре, стрела перпендикулярна стыку:

Расчетная нагрузка, действующая на болт в нижней опоре, стрела параллельна стыку:

Определение диаметра болта (болт 5.6 )

Принимаем болт М32.

Максимальное напряжение в стыке . Для нижней опоры, стрела перпендикулярна стыку.

5.3 Расчет подшипников опорных узлов.

Расчет подшипников производится на статическую грузоподъемность, т.к. частота вращения стрелы минимальна (n  10мин^-1).

Для верхней опоры выбираем сферический радиально-упорный двухрядный шариковый подшипник.

Данный тип подшипников допускает большие углы перекосов во время работы крана.

Тип подшипника 1218, статическая радиальная грузоподъемность .

Условие пригодности подшипника:

Выбранный подшипник проходит по статической грузоподъемности.

Нижняя опора состоит из двух подшипников: упорного и сферического.

Сферический подшипник работает в тех же условиях, что и подшипник верхней опоры. Соответственно принимаем подшипник 1218.

Упорный подшипник выбирается так же из условий статической грузоподъемности. В данном случае также необходимо обеспечить геометрическую совместимость двух подшипников в одном опорном узле.

Тип 8214 Н .

6. Механизм передвижения.

Исходные данные

Грузоподъемность

Скорость передвижения м/мин

Коэффициент эквивалентности

Машинное время работы ч

6.1. Схема механизма.

Привод механизма представляет собой электродвигатель со встроенным тормозом, закрытый одноступенчатый редуктор, открытую зубчатую пару, колесо которой является ребордой колеса тележки. Будем использовать механизм передвижения с четырьмя колесами, при этом два сделаем приводными.

6.2 Колеса

Для талей применяют одноребордные колеса с бочкообразным ободом. При точечном начальном контакте для стальных колес предварительный диаметр:

, где — наибольшая нагрузка на колесо.

, где G – вес электротали

Н

Предварительный диаметр колес

мм

принимаем мм

К онтактное напряжение при точечном контакте

, где

– эквивалентная нагрузка,

– коэффициент эквивалентности,

– коэффициент динамичности.

m=0,113 – коэффициент, зависящий от отношения , .

Допускаемое напряжение определяем по формуле

,где

- допускаемое напряжение при наработке N=10⁴ циклов

Наработка колеса

циклов, где

t_ - Машинное время работы, ч; – частота вращения колеса;  = 0.85 – коэффициент, учитывающий уменьшение средней частоты вращения в периоды неустановившихся движений.

циклов.

= 289,6 Mпа ,

6.3 Сопротивление передвижению.

Сопротивление передвижению при установившейся скорости и ходовых колесах с ребордами без направляющих роликов, Н

, где

=0,15 – (при материале колес – сталь) коэффициент трения качения.

Приведенный коэффициент трения f в подшипниках качения принимаем f=0,01 – шариковый подшипник.

Диаметр подшипников колес d=0,2D=20 мм.

Коэффициент k_р, учитывает трение реборд о рельс. k_р=2,5 – механизм с тележкой.

6.4 Двигатель.

Мощность при установившемся движении, кВт

где = 0,93 – КПД при зубчатом редукторе.

Предварительный выбор мощности двигателя:

Выбираем двигатель со встроенным электромагнитным тормозом 4А63B4/12E2У1,2 с мощностью Р_Н=0,06 кВт, n_дв=450 мин^-1,T_max/T_ном=1,6; Т_max.торм=0,3 Нм; исполнение IM 3001 .

Требуемое передаточное отношение привода

Фактическая скорость = м/мин

Скорость приемлема т.к. не превышает допустимую погрешность на 10%.

Так как двигатель выбираем с учетом ПВ, то специальных расчетов их на нагрев проводить не требуется.

6.5 Редуктор.

Наибольший момент на тихоходном валу редуктора:

Номинальный момент двигателя

m – кратность максимального момента двигателя

Максимальный момент на тихоходном валу закрытой ступени:

— передаточное отношение закрытой пары.

Частота вращения тихоходного вала закрытой ступени:

Расчет закрытой передачи был произведен с помощью ЭВМ. Рассчитан зубчатый цилиндрический одноступенчатый редуктор внешнего зацепления с прямым зубом.

6.6 Расчет шпоночных соединений редуктора.

Для диаметра вала d=25 мм принимаем призматическую шпонку по : (t₁ = 2.8).

Определяем расчетную длину призматической шпонки:

.

, .

мм

Принимаем длину шпонки l_шп = 10 мм

l_ст = 10+10=20 мм

Шпонка 6616 ГОСТ 23360 –78

7. Расчет открытой зубчатой передачи.

Открытая зубчатая передача представляет собой колесо, нарезанное на реборде колеса тележки, и шестерню, нарезанную на валу тихоходного вала закрытого редуктора.

Расчет проверочный, поскольку изначально были заданны геометрические параметры зацепления.

Модуль открытой пары не менее 1,5 (m=2). Число зубьев шестерни минимальное передаточное отношение в ступени . Исходя из этого, определяем параметры колеса:

Число зубьев:

7.1 Геометрические параметры зацепления.

Делительный диаметр:

Диаметр вершин зубьев:

Диаметр впадин зубьев:

х — коэффициент смещения ( .

Межосевое расстояние:

Ширина зубчатого венца:

где — коэффициент ширины зубчатого венца.

7.2 Проверочный расчет на контактную и изгибную прочность.( )

Выбор материала шестерни и колеса:

7.2.1 Допускаемое контактное напряжение

Допускаемое напряжение

Где

Z_N – коэффициент долговечности , где N_HG – количество циклов соответствующее перелому кривой усталости.

N_K – требуемый ресурс рассчитываемого зубчатого колеса в циклах.

При переменном режиме нагружения вместо N_К подставляют N_HE – эквивалентное число циклов.