М_изг = F_Q /2 * l/2 = 137500 Нмм

Ось блока:

Траверса:

2.8Шпоночные и шлицевые соединения.

2.8.1Шпоночное соединение быстроходного колеса с промежуточным валом редуктора.

Размеры шпонки для диаметра вала d=34мм в соответствии с ГОСТ 23360-78. Ширина шпонки b=10мм , высота шпонки h=8мм, глубина врезания шпонки в вал t₁=5мм.

Рабочая длина шпонки l_Р из расчёта по напряжениям смятия:

П
ринимаем допускаемое напряжение смятия [ ]_см=140МПа .

Минимальная полная длина шпонки:

l=l_р+b=22.8 мм

Следовательно, выбираем минимальную полную длину шпонки l=25мм по ГОСТ23360-78.

2.8.2Шпоночное соединение быстроходного вала со ступицей вентилятора.

Размеры шпонки для диаметра вала d=22мм в соответствии с ГОСТ 23360-78. Ширина шпонки b=6мм , высота шпонки h=6мм, глубина врезания шпонки в вал t₁=3.5мм.

Рабочая длина шпонки l_Р из расчёта по напряжениям смятия:

П
ринимаем допускаемое напряжение смятия [ ]_см=140МПа .

Минимальная полная длина шпонки:

l=l_р+b=9.2 мм

Следовательно, выбираем минимальную полную длину шпонки l=16мм по ГОСТ23360-78.

2.8.3Шпоночное соединение ротора с валом электродвигателя.

Диаметр вала d=37мм и размеры шпонки заданы в конструкции электродвигателя. Ширина шпонки b=6мм , высота шпонки h=6мм, глубина врезания шпонки в вал t₁=3.5мм.

Р
абочая длина шпонки l_Р из расчёта по напряжениям смятия:

Минимальная полная длина шпонки:

l=l_р+b=7.9 мм

Следовательно, выбираем минимальную полную длину шпонки l=40мм по ГОСТ23360-78.

2.8.4Рассчёт шлицевого соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора.

Выбираем соединение эвольвентными шлицами по ГОСТ 6033-80. Внешний диаметр d=20мм, модуль m=2, число зуюьев z=8мм.

В
ысота рабочей поверхности шлица h и средний диаметр шлицев d_m:

Длина соединения из расчета по напряжениям смятия:

Принимаем допускаемые напряжения смятия []_см=15МПа , сталь с закалкой, соединение подвижное и под нагрузкой. Тогда

2.8.5Шлицевое соединение тихоходного колеса, с тихоходным валом редуктора.

Выбираем соединение эвольвентными шлицами по ГОСТ 6033-80. Внешний диаметр d=60мм, модуль m=2, число зуюьев z=28мм.

В
ысота рабочей поверхности шлица h и средний диаметр шлицев d_m:

Длина соединения из расчета по напряжениям смятия:

2.8.6 Шлицевое соединение тихоходного колеса, с тихоходным валом редуктора.

Выбираем соединение эвольвентными шлицами по ГОСТ 6033-80. Внешний диаметр d=36мм, модуль m=1.5, число зуюьев z=22мм.

В
ысота рабочей поверхности шлица h и средний диаметр шлицев d_m:

Длина соединения из расчета по напряжениям смятия:

2.9Рассчёт резьбовых соединений.

2.9.1Рассчёт резьбового соединения крепления барабана.

Соединение воспринимает нагрузку от осевой силы и вращающего момента.

После переноса осевой силы в центр сечения и добавления соответствующего момента имеем следующую расчетную схему:

Исходные данные к расчету:

Fa=1295.5 Н

T=522.6 Hмм

М=115300 Нмм

Необходимая сила затяжки из условия несдвигаемости:

Необходимая сила затяжки из условия нераскрытия стыка:

=0.3 коэффициент основной нагрузки, для стыка метала с металлом.

Принимаем наибольшую F_зат=4898Н

Условие прочности

Выбираем болты класса прочности 6.8

_т = 480 Мпа –предел текучести

S= 4 –коэффициент запаса

[]_р = _т/S = 120 МПа

Необходимая площадь сечения винта:

По найденной площади сечения винта определим его диаметр.

В
ыбираем винт М10, его диаметр d₁ = 8.376 мм.

2.9.2Расчет резьбового соединения крепления механизма подъема.

Считаем, что центр тяжести электротали расположен посередине. Расчет проводим в случае, когда груз находится в крайнем положении. После переноса F_Q в центр тяжести и добавления соответствующего отрывающего момента получим следующую расчетную схему:

Исходные данные для расчета:

F_N= F_Q+G_тел=10000+3000=13000 Н

М= F_Q ^.90мм = 900000 Нмм

Расчет проводим по условию нераскрытия стыка:

=0.3 - коэффициент основной нагрузки, для стыка метала с металлом.

Условие прочности

Выбираем болты класса прочности 5.8

_т = 400 Мпа –предел текучести

S= 4 –коэффициент запаса

[]_р = _т/S = 100 МПа

Для выбранного болта М16

d₁ = 13.83 мм

Болты подходят по условию прочности.

2.10Рассчёт подшипников барабана.

2.10.1 Рассчётная схема.

F_t =5830 Н; F_r = 2174 Н; F_а =1295 Н; F_tБ = 10000 Н; l₁ = 73мм; l₂ = 362мм; D_к=178мм.

Определяем реакции опор в плоскости XOZ

M_А = 0

-F_r * l₁ + F_a * D_к/2 + Rx_В * l₂ = 0

Rx_Б = (F_r * l₁ - F_a * D_к/2)/ l₂ = (2174*73 -1295*178/2)/362 = 120H

M_Б = 0

F_r * (l₁+ l₂) - F_a * D_к/2 - Rx_А * l₂ = 0

Rx_А = (F_r * (l₁+ l₂) - F_a * D_к/2)/ l₂ = (2174*(362+73) -1295*178/2)/362 = 2294H

Определяем реакции опор в плоскости YOZ

M_А = 0

- Ry_Б * l₂+ Ft * l₁ = 0

Ry_Б = Ft * l₁ / l₂ =5830 * 73 /362 =1176 Н

M_Б = 0

- Ry_А * l₂ + Ft * (l₁+ l₂) = 0

Ry_А = Ft * (l₁+ l₂) / l₂ =5830 *(362+73) / 362 = 7006 Н

Т огда суммарные реакции в опорах:

Суммарные реакции опор, с учётом максимальной нагрузки от барабана:

R_A = R_A + R_АБ = 7602 + 10000 =17372 Н

R_Б = R_Б + R_ББ = 1428 +10000 = 11182 Н

2.10.2Подбор подшипников

Исходные данные для расчёта:

Частота вращения барабана:		32.3	мин-1
Требуемая долговечность подшипников:		2000	ч
Реакция в опоре А:		17372	Н
Реакция в опоре Б:		11182	Н

Предварительно выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный с двумя зашитными шайбами. Его характеристики:

Опора А: d=60мм; С_r = 52.0 кН; С_0r = 31.0 кН; V = 1.

Опора Б: d=75мм; С_r = 66.3 кН; С_0r = 41.0 кН; V = 1.

K_=1.0-температурный коэффициент,

K_Б=1.3-коэффициент безопасности;

Для опоры А: R_aА / С_0r =1295 /31000 = 0.04

X = 0.56, Y = 1.71, e = 0.26

R_aА / R_rА < e  X = 1, Y = 0

Для опоры Б: R_aБ / С_0r =1295 /41000 = 0.03

X = 0.56, Y = 1.99, e = 0.22

R_aБ / R_rБ < e  X = 1, Y = 0

Эквивалентная динамическая нагрузка:

P_EA = V * X * R_А* К_Б * К_Т = 1 * 1 *17372 * 1.3 * 1 = 22584 H

P_EБ = V * X * R_Б* К_Б * К_Т = 1 * 1 *11182 * 1.3 * 1 =14537 H

Расчетный ресурс:

k – показатель степени уравнения кривой усталости. Для шариковых подшипников k=3;

a₁ – коэффициент, учитывающий безотказность работы. Для P=90% a₁=1;

a₂₃ – коэффициент, учитывающий качество материала и условия смазывания. Для нормальных условий a₂₃=0,6;

Для наиболее нагруженной опоры А, расчётная долговечность:

В
ыбранные подшипники удовлетворяют требованиям.

3Металлоконструкция.

3.1Определение основных размеров.

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

Выбираем сечение балки коробчатого типа с отношением высоты сечения к ширине как 1:2

Высота сечения стрелы

Принимаем

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 – коэффициент нагрузки. Для среднего режима KQ=1,3}

_{Kq – коэффициент неравномерности. Для vпер<60 м/мин Kq=1,1}

Толщина нижнего пояса:

, где

Принимаем толщину равной

Дальнейшие расчеты производят по эквивалентному сечению.

Высота эквивалентного сечения:

Ширина нижнего сечения сделана больше чем ширина верхнего, для 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.

Высота колонны:

H_кол=H+0.8-0.3=5+0.8-0.3=5.5м

Диаметр колонны:

D_кол=0.63

Принимаем D_кол=450мм

Толщина стенки колонны:

_кол=(0.05…0.08)D_кол=(0.05…0.08)*450=22,5…36мм

принимаем _кол=30мм

Момент инерции колонны:

_кол=0.32Dкол³*_кол=0.32*450³*30=875*10⁶мм⁴

3.2 Проверка статического прогиба.

Эпюра изгибающих моментов аналогична приведенной на рисунке.

Расчетная длина стрелы (из конструкции):

Расстояние между подшипниками:

Принимаем

Фактический прогиб:

Допустимый прогиб:

Как видно фактический прогиб не превышает допустимый.

3.3 Определение веса металлоконструкции.

Вес стрелы:

Координаты центра тяжести стрелы: