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

Следовательно стрела с приведёнными выше геометрическими размерами обладает достаточной прочностью.

2.4 Расчет подшипников опорного узла.

Расчет нагрузки действующей на подшипники.

Схема нагрузки балки силами:

П
одбор подшипников.

Выбираем шариковые радиально упорные с повышенной грузоподъёмностью.

Подшипник 8305Н. d = 20, С_r = 34500H, C_0r =46500H.

e = 0.43, Y = 1.4, Y₀ = 0.8.

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_А ) F_r=0

P₀= 1.04*3105 = 3230H

Y₀ = 0.22 ctg12=1.04

P₀  C_or

Выбранные подшипники удовлетворяют требованиям.

Значения моментов в точках В и С

М= Q*0.4L = 5000*0.4*4000 = 8*10⁶Нмм

М= Q*0.5L –R_В*0.1L = 5000*0.5*4000 – 9463*0.1*4000= 6.21*10⁶Нмм

3. РАСЧЕТ СОЕДИНЕНИЙ

3.1 Шпоночные соединения.

Рассчитаем шпоночное соединение при соединении тихоходного вала с барабаном. Шпонку выбираем призматическую по ГОСТ 23360-78 исходя из размеров тихоходного вала.

Для диаметра вала d=40 мм принимаем призматическую шпонку по : bh =87 (t₁ = 4).

Определяем расчетную длину призматической шпонки:

.

Т=362.3Hм, .

мм

Принимаем длину шпонки l_шп = 43 мм

l_ст = 70 мм

“Шпонка 8743 ГОСТ 23360 –78”

3.2 Расчет соединения стрелы крана с опорным узлом.

Расчет оси на смятие.[_см]

_см = МПа

_см  _см=0.4_т=96Мпа

Расчет оси на срез.

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

О
сь отвечает необходимым требованиям по прочности.

3.3 Расчет болтового соединения крепления крана к стене.

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 не раскрытия 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.

М₁=R_А*l₁ =3105*160= 4.97*10⁶Нмм

Wx_cт=

Wx_cт=2* 6.5*10⁵мм³

Вводя коэффициент запаса по не раскрытию стыка, получим:

П
ринимаем силу затяжки болта F_зат = 3317 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 расчеты выбираем болт М16, т.к. у него d₁ = 14,294

Проверка на прочность бетонного основания.

_{max ст} = _зат + _м  []_см

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

Б
етонное основание достаточно прочное.

3.4 Блоки

Основные размеры ручья:

Принимаем R=4мм;

Принимаем h=14мм;

Принимаем

Подшипники блока:

Частота вращения наиболее быстроходного блока подвески крюка:

Наибольшая нагрузка на подшипник блока полиспастов:

F_n= Н

Z_n- число подшипников

Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник блока

P_e=F_n*V*K_b*K_he =5000*1.2*1.3*1 =7800H

Принимаем подшипники шариковые однорядные ГОСТ8338-75

№304 d=20мм, С_r=15900H, С_0r= 7800H

4. Механизм поворота.

Исходные данные:

Грузоподъемность

Число оборотов мин^-1

Коэффициент эквивалентности

Машинное время работы ч

Режим работы – 6М

4.1. Схема механизма.

Привод механизма представляет из себя электродвигатель со встроенным тормозом, закрытый одноступенчатый редуктор, открытую зубчатую пару, колесо которой является ребордой колеса тележки. Будем использовать механизм передвижения с тремя колесами при этом одно сделаем приводным.

4.2 Колеса

Применим одноребордные колеса с бочкообразным ободом. При точечном начальным контакте для стальных колес предварительный диаметр:

, где — наибольшая нагрузка на колесо.

G_стр = S*L*_стали = 1550Н

Н

Предварительный диаметр колес

мм

принимаем мм

Для определения скорости механизма передвижения по рельсу воспользуемся формулой:

V = 2**n*R =2*3.14*1.5*2.4 = 22.61 м/мин

Где n =1.5 - частота поворота крана, мин^-1

R =2.4 – радиус поворота, м

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.

= 251 Mпа ,

4.3 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.

4.4 Двигатель.

Мощность при установившемся движении, кВт:

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

Предварительный выбор мощности двигателя:

Выбираем двигатель со встроенным электромагнитным тормозом 4А63B2/4E2У1,2 с мощностью: Р_Н=0,12 кВт, n_дв=1360 мин^-1,T_max/T_ном=1,6; Т_max.торм=0,03 Нм; исполнение IM 3001,

масса m = 9.4 кг

Требуемое передаточное отношение привода:

Число оборотов колеса: n = V*1000/*D =22.61*1000/3.14*100 = 72 об/мин

Расчет на нагрев.

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

4.5 Редуктор.

Наибольший момент на тихоходном валу редуктора:

где = 3 - передаточное отношение открытой зубчатой передачи.

- передаточное отношение закрытой зубчатой передачи.

Номинальный момент двигателя:

m – кратность максимального момента двигателя

Максимальный момент на тихоходном валу закрытой ступени:

Максимальный момент на приводном колесе:

Частота вращения тихоходного вала закрытой ступени:

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

Вращающий момент на тихоходном валу 8 Нм

Частота вращения тихоходного вала 216 об/мин

Ресурс 8000 час

Режим нагружения 6М

Передаточное отношение механизма 6.3

Данные полученные в результате проектного рассчёта редуктора представлены в распечатке:

5. 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 2,5 ( m=3). Число зубьев шестерни минимальное передаточное отношение в ступени . Исходя из этого определяем параметры колеса:

Число зубьев:

Геометрические параметры зацепления:

Делительный диаметр:

Диаметр вершин зубьев:

Диаметр впадин зубьев:

х — коэффициент смещения ( .

Межосевое расстояние:

Ширина зубчатого венца:

примем b_w=28мм по ряду Ra40

где — коэффициент ширины зубчатого венца.

Проверочный расчет на контактную и изгибную прочность:

Выбор материала шестерни и колеса:

Шестерня	Колесо
Сталь 40Х, HRCЭ=4550, b=900 МПа, т=900 МПа	Сталь 45 улучшенная 235262 НВ

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.

S_H – коэффициент запаса прочности

, где

— минимально допустимый коэффициент запаса (для улучшенных колес)

— коэффициент запаса, т.к. выход из строя передачи не приведет к тяжелым последствиям

— коэффициент запаса, учитывающий упрощения

Допускаемые напряжения изгиба зубьев