П
рогиб стрелы не должен превышать допустимый прогиб. Для данного типа крана допустимый прогиб - [f_cт] = L / 400 = 4000 / 400 = 10 мм

Рассчётная схема балки и эпюры представлены на странице 12.

Эпюры изгибающих моментов.

Прогиб:

П
рогиб меньше допустимого.

3.4Проверка прочности.

Допускаемое нормальное напряжение [] = 140 H/м²

Допускаемое касательное напряжения для сварных швов:

[] = 0,6[]= 0,6 * 140 = 84 H/м²

3.4.1Напряжение изгиба в вертикальной плоскости:

М
омент сопротивления изгибу:

М
омент в вертикальной плоскости равен:

Н

апряжение изгиба:

3.4.2Напряжение изгиба в горизонтальной плоскости.

Момент инерции сечения:

М
омент сопротивления изгибу:

Момент в горизонтальной плоскости равен:

Н
апряжение изгиба:

Напряжение изгиба:

Н
аибольшее нормальное напряжение в стреле:

 = _в + _г = 67,2 + 32 = 99,2 МПа  [] = 140МПа

Следовательно стрела с приведёнными выше геометрическими размерами обладает достаточной прочностью.

3.5Рассчёт подшипников опорного узла.

3.5.1Рассчёт нагрузки действующей на подшипники.

Схема нагрузки балки силами:

3.5.2П
одбор подшипников.

Выбираем роликовые конические однорядные с повышенной грузоподъёмностью.

Подшипник 7211А. d = 55, С_r = 91300H, C_0r = 70000H.

e = 0.39, Y = 1.53, Y₀ = 0.84.

Определяем эквивалентную статическую нагрузку. Подшипники рассчитываем по статической грузоподъёмности, так как скорость вращения менее 10 об/мин.

P₀ = X₀F_r + Y₀F_a (F_a = R_a)

Y₀ = 0.22 ctg12=1.04

P_r = (VXF_r + YF_a)K_бK_т = 1.04 * 5617 * 2 * 1 = 11683H

где К_б – коэффициент безопасности;

К_т – температурный коэффициент.

Рассчётный ресурс подшипника:

В
ыбранные подшипники удовлетворяют требованиям.

3.6Рассчёт соединения стрелы крана с опорным узлом.

3.6.1Рассчёт оси на смятие.

[_см] = 0.4[_т]

Д
иаметр оси можно уменьшить. Примем диаметр равным 20мм.

3.6.2Р
ассчёт оси на срез.

П
ринимаем [_ср] = 0,3_т = 0.3 * 240 = 72МПа

О
сь отвечает необходимым требованиям по прочности.

3.7Рассчёт болтового соединения крепления крана к стене.

3.7.1Рассчет соединения.

Необходимая сила затяжки болта из условия несдвигаемости:

г
де K_cц – коэффициент запаса сцепления;

z – число болтов; f – коэффициент трения для стыка металл – бетон;

i – чило рабочих стыков.

Необходимая сила затяжки болта из условия нераскрытия стыка: _{min ст}>0

_{min ст} = _зат - _м

Напряжение на стыке от затяжки болтов:

Н
апряжение на стыке от действия момента:

г
де  - коэффициент основной нагрузки.

Вводя коэффициент запаса по нераскрытию стыка, получим:

П
ринимаем силу затяжки болта F_зат = 7500 Н, большую из двух необходимых.

Условие прочности болта имеет вид:

г
де А₁ – площадь болта по диаметру d₁;

Суммарная внешняя нагрузка приходящаяся на один болт:

Н
еобходимый диаметр болта из засчёта необходимой площади:

г
де []_p = _т / S_т – допускаемое напряжение для расчёта на растяжение;

_т = 320 – предел текучести материала болта, для болтов класса прочности 4.8

S_т = 4 – коэффициент запаса прочности, для болтов с d < 30мм.

П
о результатам рассчёты выбираем болт М20, т.к. у него d₁ = 17,294

3.7.2Проверка на прочность бетонного основания.

_{max ст} = _зат + _м  []_см

где []_см = 1.8 МПа – допустимое для бетона напряжение смятия.

Б
етонное основание достаточно прочное.

4Механизм поворота.

Для данного типа крана проектируем механизм передвижения, который будет выполнять роль механизма поворота.

4.1Вес крана.

Вес крана складывается из веса металлоконструкции, механизма передвижения тележки электротали, тележки и электротали.

G_ = G_м.к. + G_м.п. + G_таль + G_тел = 1700 + 0,25 * F_Q + 0.2 * F_Q + 0,2 * F_Q=

= 1700 + 2000 + 1600 + 2000 = 7300H

4.2Колёса.

Наибольшая нагрузка на колесо:

С
ледовательно диаметр колеса при условии точечного начального контакта:

Н
азначаем диаметр колеса из ряда стандартных чисел D = 140мм.

Контактное напряжение при точечном контакте:

г
де С_HK = 3600 – коэффициент для стального колеса;

F_HE = F_max *  * K_HV = 6486 * 0.82 * 1.06 = 5646H – эквивалентная нагрузка;

 - коэффициент эквивалентности:

K_HV –
коэффициент динамичности:

m = 0,119 – коэффициент зависящий от отношения r/D.

Допускаемое напряжение определяем по формуле:

г
де [_Н0] = 700 Н/мм² – допускаемое напряжение при наработке 10⁴ циклов;

N – наработка колёс:

г
де t_ - cуммарное время работы;

n_кол – частота вращения колеса;

 = 0.86 – коэффициент учитывающий уменьшение средней частоты вращения в периоды неустановившегося движения.

_H < [_H]

4.3Сопротивление передвижению механизма.

4.4Двигатель.

Необходимая мощность двигателя, для преодоления сопротивления движению:

Т
ребуемый номинальный момент двигателя по условиям разгона:

П
риведённый момент инерции:

В
ремя пуска:

Т
ребуемое передаточное отношение механизма:

Т
ребуемая мощность двигателя по условиям разгона:

В
ыбираем двигатель: 4АС71В6У3; Р = 0.6 кВт; n = 920 об/мин.

Проверим двигатель по фактической скорости, которая не должна отличаться от заданной более чем на 10%:

О
тклонение скорости лежит в пределах нормы.

4.5Редуктор.

Максимальный момент на тихоходном валу:

Примем передаточное отношение редуктора равным 5. Тогда момент на выходном валу редуктора будет равен:

Ч
астота вращения тихоходного вала редуктора:

n = n_н / i_ред = 167 мин^-1.

По этим данным конструируем одноступенчатый редуктор.

Вращающий момент на тихоходном валу 28 Нм

Частота вращения тихоходного вала 167 об/мин

Ресурс 8000 час

Режим нагружения 4М

Передаточное отношение механизма 5

Данные полученные в результате проектного рассчёта редуктора представлены в Таблице 2.

Таблица 2.

	Тихоходная
Передаточное число	5.52
Коэффициент ширины венца	0.315
Межосевое расстояния, мм	67
Угол зацепления, 	21.185
Угол наклона зубьев, 	12
Модуль зацепления(нормальный), мм	0.8
Силы в зацеплении, Н:
Окружная	497
Радиальная	193
Осевая	106
Вращающия момент на шестерне, Нм	28.2
Параметры зубчатого колеса	Шестерня	Колесо
Число зубьев	25	138
Коэфф. смещения исх. контура	0,5	-0,63
Диаметры:
Делительный	20,447	112,866
Начальный	20,552	113,448
Вершин	22,834	114,353
Впадин	19,247	110,766
Ширина зубчатого венца, мм	23	21
Твёрдость поверхности зубьев, HRCэ	48	24

4.6Открытая зубчатая передача.

Передаточное отношение ОЗП:

П
римем передаточное отношение передачи i = 4.

Межосевое расстояние а_w = 127 мм.

Примем модуль открытой пердачи m = 5.

Тогда общее количество зубьев передачи:

z_ = 2 * a_w / m = 2 127 / 3 = 84.685

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_ / (i + 1) = 84.6 / (4 + 1) = 16,92

Принимаем z₁ = 17, тогда z₂ = z_ - z₁ = 85 – 20 = 65

Диаметр шестерни: d₁ = m * z₁ = 3 17 = 51мм.

Диаметр колеса: d₂ = 2 (а_w – d₁ / 2) = 2 (127 – 51 / 2) = 203 мм.

Колесом открытой передачи служит колесо тележки. Для этого на нём конструктивно предусматривают зубчатый венец.

4.7Рассчёт оси, крепления крана к механизму передвижения.

4.7.1Рассчитаем ось на изгиб.

Эпюра представлена на странице 21.

Эпюры нагужения оси.

И
згибающий момент равен:

М
омент сопротивления сечения:

4.7.2Проверка соединения на предотвращение смятия:

Р
ассчёт ведём по наименее прочному материалу, которым является стенка корпуса.

[_см] = 88МПа.

4.7.3Проверка соединения на срез:

Условие прочности стержня на срез:

П
ринимаем [_ср] = 0,3_т = 0.3 * 240 = 72МПа

С
тержень отвечает необходимым требованиям по прочности.

4.8Рассчёт шпонок.

4.8.1Шпоночное соединение ротора с валом электродвигателя.

Пусть втулка выполнена из улучшенной стали 45 , соединение должно передавать крутящий момент Т=4.15 Нм.

Диаметр вала из расчета на кручение :

Д
опускаемые касательные напряжения кручения [ ]_кр = 25МПа ( [ ]_кр=25..30МПа). Следовательно, диаметр вала электродвигателя d=16мм подходит, исходя из конструкции двигателя.

Размеры шпонки для диаметра вала d=16мм в соответствии с ГОСТ 23360-78. Ширина шпонки b=5мм, высота шпонки h=5мм.