Проверочный расчет оси траверсы крюковой подвески.

Максимальный изгибающий момент в сечении А-А (рис.12):

М_А-А = Q ∙ g ∙ l_т / 4                                                  

l_т – расчетная длина траверсы для 2-х блочной подвески, l_т = 88 мм.

М_А-А = 2500 ∙ 9,81 ∙ 0,088 / 4 =539 Н·м

Максимальный изгибающий момент в сечении B-B:

М_B-B = (Q · g · l₂) / 4                                              

l₂ – длина средней части траверсы;

b_тр ≈ D_пдш +10=68+10=78 мм– ширина траверсы;

Принимаем b_тр=80 мм;

D_пдш – внешний диаметр упорного подшипника;

 

l₂= (l_т – b_тр+δ)/2= (l_т – b_тр + δ)/2= (88—80+8)/2=8 мм

М_B-B = (2500 ∙ 9,81· 0,008) / 4 = 196 Н·м

Условие прочности при изгибе:

                                                             

где М – изгибающий момент в рассматриваемом сечении;

W – момент сопротивления сечения;

[σ]_и – допускаемое напряжение при изгибе;

Рисунок 12 - Расчет траверсы крюковой подвески

 

                                                              

где σ_-1 = 250 ( МПа) – предел выносливости для стали 45.

k`₀ = 2 – коэффициент, учитывающий конструкцию детали.

[ n ]= 1,7 –допустимый коэффициент запаса прочности.

[σ]_и =   (МПа)

 

Момент сопротивления сечения А-А:                                                                              

                                                

где d_кр – диаметр отверстия для крюка;

h – высота сечения

Преобразуем:

6 · М_А-А = h² (b_тр – d_тр) · [σ]_и  

Отсюда:

 м

 

Т.е. h ≥ 10,6 мм, принимаем h = 30 мм

 

 

Момент сопротивления сечения В-В:

                                                                 

W_B-B ≥ М_В-В / [σ]_и = 196 / (102,94·10⁶)= 1,9 · 10^-6   м³    

 

W_B-B = π · d³ / 32 ≈ 0,1d³  

                                                     

Получаем равенство:

0,1d³ ≥ 1,9 · 10^-6

 

d ≥  м

Принимаем d = 30 мм

на смятие:

где Q - грузоподъемная сила, Н;

δ_n - толщина планки, мм;

d_ц - диаметр цапфы траверсы, мм;

[σ]_см - допускаемое напряжение смятия, [σ]_см = 80…150 МПа,

 

.

Расчет блока

 

Наименьший допустимый диаметр блока по дну канавки определяется:

 

;                                                                                                    

где d_к - диаметр каната, d_к = 12 мм;

e - коэффициент, зависящий от типа крана и режима работы, (для тяжёлого режима работы e = 17).

Принимаем

Ширина блока выбирается в зависимости от диаметра каната. В_б = 36 мм.

 

РАСЧЕТ СОЕДИНЕНИЙ

7.1 Расчет шпоночного соединения быстроходный вал редуктора- МУВП (механизм подъема)

Сечение под ступицей МУВП:

d=18.2 мм, b=4 мм, h=4 мм, t₁=2.5 мм, T=15 Н*м.

Допускаемое напряжение: [σ]_см=120 Мпа.

Рабочая длина шпонки:

 

 мм

мм

Конструктивно принимаем:

l= 22 мм.

 

7.2 Расчет шпоночного соединения тихоходный вал редуктора- барабан (механизм подъема)

Сечение под ступицей барабана:

d=50 мм, b=14 мм, h=9 мм, t₁=5.5 мм, T=952,5  Н*м.

Допускаемое напряжение: [σ]_см=150 Мпа.

Рабочая длина шпонки:

 

 мм

мм

Принимаем:

l= 63 мм.

Расчет шпоночного соединения тихоходный вал редуктора- колесо (механизм передвижения)

Сечение под ступицей колеса:

d=48 мм, b=14 мм, h=9 мм, t₁=5.5 мм, T=150  Н*м.

Допускаемое напряжение: [σ]_см=120 Мпа.

Рабочая длина шпонки:

 

 мм

мм

Принимаем:

l= 36 мм;

 

Расчет шпоночного соединения тихоходный вал редуктора- шестерня (механизм передвижения)

Сечение под шестерней:

d=48 мм, b=7 мм, h=7 мм, t₁=4 мм, T=150  Н*м.

Допускаемое напряжение: [σ]_см=120 Мпа.

Рабочая длина шпонки:

 

 мм

мм

Конструктивно принимаем:

l= 45 мм;

 

Расчет шпоночного соединения быстроходный вал редуктора- электродвигатель (механизм передвижения)

Сечение под червяком:

d=22 мм, b=6 мм, h=6 мм, t₁=3.5 мм, T=10 Н*м.

Допускаемое напряжение: [σ]_см=120 Мпа.

Рабочая длина шпонки:

 

 мм

мм

Конструктивно принимаем:

l= 32 мм;

 

 

⇐ Предыдущая123456Следующая ⇒

Поделиться: