Главная страница | Контакты | Случайная страница Автомобили Астрономия Биология География Дом и сад Другие языки Другое Информатика История Культура Литература Логика Математика Медицина Металлургия Механика Образование Охрана труда Педагогика Политика Право Психология Религия Риторика Социология Спорт Строительство Технология Туризм Физика Философия Финансы Химия Черчение Экология Экономика Электроника

Выбор способа соединения редуктора

с барабаном и расчёт оси барабана

Соединение вала барабана с выходным валом редуктора может производиться при помощи зубчатых муфт, допускающих значительную несоосность соединяемых валов. Эти муфты характеризуются высокой надёжностью, но имеют большие габариты. Поэтому в современных конструкциях механизмов подъёма мостовых кранов для обеспечения компактности широко применяются специальное зубчатое соединение. В этом случае конец тихоходного вала редуктора выполняются в виде зубчатого венца, входящего в зацепление с другим венцом, укрепленным непосредственно на барабане. При таком соединении крутящий момент передаётся через болты, соединяющие венец-ступицу с обечайкой барабана, и следовательно, ось барабана работает только на изгиб, поскольку не передаёт крутящий момент.

Проверочный расчёт оси барабана на усталостную прочность производиться в следующем порядке:

- построение схемы загрузки вала;

- определение реакций опор;

- построение эпюры изгибающих моментов;

- определение опасных сечений;

- определение амплитудных значений в опасных сечений;

- определение диаметров валов в опасных сечениях;

- определение коэффициента снижения предела выносливости;

Для предварительного расчёта длину оси барабана можно принять равной l = L_б + (150…..200) мм. Нагрузка на барабан создаётся усилиями двух ветвей каната - 2 Поскольку ступицы находятся на разных расстояниях от опор (предварительно можно принять l₁= 120 мм, l₂ = 200 мм), нагрузки на ступицы также не будут одинаковыми. С достаточной для предварительного расчёта точностью можно принять

T ₁= 0,55 ; T₂ = 0,45 . (10)

Расчёт оси барабана сводится к определению диаметров правой ступицы () и цапфы ( из условия работы оси на выносливость при симметричном цикле изменения напряжений.

= М / (10² W) ≤ [ , МПа, (11)

где М – изгибающий момент в расчётном сечении, Нсм;

W – момент сопротивления расчётного сечения, см³;

[ -допускаемое напряжение на изгиб при симметричном цикле изменения напряжений.

Материалом для оси барабана служит сталь 45 с пределом выносливости = 260 МПа. Допускаемое напряжения на изгиб при симметричном цикле изменения напряжений можно определить по упрощённой формуле

[ ] = / МПа (12)

где - коэффициент снижения предела выносливости с учётом влияния масштабного фактора, концентрации напряжений и состояния поверхностного слоя (для осей и цапф можно принять

= 2,0……2,8).

n - допускаемый коэффициент запаса прочности (для лёгкого, среднего и тяжёлого режимов работы механизма подъёма соответственно 1,4; 1,6 и 1,7 соответственно).

Наибольший изгибающий момент в сечении под правой ступицей = R_B , Hсм; наибольший момент для правой цапфы будет равен = R_B(l₂ – ), Нсм,

где R_B – реакция опоры в правой цапфе;

l₂ - расстояние от опоры правой цапфы до середины ступицы;

= (1,5……2,0) (13)

- длина ступицы, см.

Моменты сопротивления сечений оси под ступицей и цапфой соответственно равны

= 0,1 см³; = 0,1 , см^3.. (14)

Подставляя данные значения в формулу (9), находим диаметр оси под ступицей и диаметр цапфы

= , мм; = , мм; (15)

Аналогично можно определить и диаметр левой цапфы. Однако, в целях унификации подшипников она может быть принята равной диаметру правой цапфы. Окончательный диаметр цапф уточняется после выбора подшипников.

3.5. Расчёт подшипников оси барабана

Для компенсации несоосности опор ось барабана устанавливается на самоустанавливающихся сферических шариковых или роликовых подшипников.

Эквивалентная нагрузка на правый подшипник может быть определена по упрощённой формуле

= k_d , Н, (16)

где -коэффициент, зависящий от того какое кольцо подшипника вращается (при вращении внутреннего кольца = 1);

- динамический коэффициент (для механизмов подъёма = 1,2;

- коэффициент приведения (для лёгкого, среднего и тяжёлого режимов ориентировочно можно принять соответственно 0,6; 0,65 и 0,75). Этот коэффициент вводится в связи с тем, что кран работает с разными грузами в пределах заданной грузоподъёмности.

Требуемая долговечность подшипника L (в млн. оборотов) определиться по формуле

L = , (17)

где – долговечность подшипника, равная 1000, 3500 и 5000 часам соответственно для лёгкого, среднего и тяжёлого режима соответственно;

– частота вращения барабана, мин^-1

= 60 / . (18)

Тогда расчётная динамическая грузоподъёмность шарикового подшипника будет равна

C = , Н. (19)

Подшипник выбирается по ГОСТ 28498-90, извлечения из которого даны в табл. 3. С.

Таблица 3

Типоразмер	Размеры, мм	Динамическая грузоподъёмность, С, Н	Статическая грузоподъёмность, , Н
d	D	B
Лёгкая серия
Средняя серия

Продолжение таблицы 3

Поскольку в левом подшипнике вращаются оба кольца (подшипник служит только опорой), то его можно рассчитывать по статической грузоподъёмности.

В целях унификации оба подшипника можно принять одинаковыми, однако, при этом необходимо учитывать,что левый подшипник обычно устанавливается в выточке выходного вала редуктора и, следовательно, их диаметры должны быть согласованы.

3.6. Расчёт и выбор электродвигателя

Статическая мощность при подъёме номинального груза

= , кВт, (20)

где - КПД механизма подъёма.

В кранах общего назначения расчёт двигателя можно с достаточной степенью точности вести по эквивалентной нагрузке. В этом случаи потребная мощность двигателя определяется по формуле

= , кВт, (21)

где - коэффициент приведения, принимаемый равным 0,6; 0,65 и 0,75 соответственно для лёгкого, среднего и тяжёлого режимов.

Для кранов применяются специальные крановые двигатели с фазовым ротором серии МТ и МТВ, данные по которым приведены в табл.11.

Таблица 4