Материал: Передвижные башенные краны. Калинин Ю.И., Жулай В.А

Fр = Fо ∙ tg α = 22,28∙0,364 = 8,1кН,

где α = 20° – угол зацепления.

Для исключения изгибающих вал шестерни сил, возникающих в зацеплении, оси колес и шестерни размещаем на одной прямой (рис. 8.3).

Рис. 8.3. Схема действия сил открытой зубчатой передачи

Определение расчетных размеров плеч сил, действующих в разработанной конструкции ходовой тележки, принимаем согласно чертежу (рис. 8.4).

Рис. 8.4. Сборочный чертеж ходового колеса

Расчетная схема действия сил на валы 1 и 2 колес ходовой тележки при движении влево показана на рис. 8.5.

111

Рис. 8.5. Схема действия сил на валы ходовых колес при движении влево

Плечи приложения действующих на валы сил определяем по следующим выражениям

е1 = (В+ L) / 2 +17 мм = (46 +140)/2 +17 = 110 мм; е2 = (L + В) / 2 = (140 + 46)/2 = 93 мм;

е3 =(В+b4) /2 +17 мм = (46 +100)/2 + 17 = 90 мм.

Из уравнения моментов сил относительно точки А в вертикальной плоскости Х – У находим реакции RCY1 и RCY2

RCY1=[Fce1+Fo(e1+e2+e3)]/(e1+e2)= =[272∙0,11+22,28(0,11+0,093+0,09)]/(0,11+0,093) = 179,55 kH,

RCY2=[Fce1- Fo(e1+e2+e3)]/(e1+e2)= =[272,∙0,11-22,28(0,11+0,093+0,09)]/(0,11+0,093) = 115,23 kH.

Из уравнения моментов сил относительно точки C в вертикальной плоскости находим реакцию RAY и строим эпюры изгибающих моментов (рис. 8.6):

RАY1=(Fce2 – Foe3)/(e1+e2)=(272∙0,093-22,28∙0,09)/(0,11+0,093)=114,7 кН, RАY2=(Fce2+Foe3)/(e1+e2)=(272∙0,093+22,28∙0,09)/(0,11+0,093)=134,5 кН.

Рис. 8.6. Эпюры моментов, изгибающие валы в вертикальной плоскости

Реакции опор валов в горизонтальной плоскости Х – Z от действия радиальной силы Fp находим аналогично из суммы моментов сил относительно опор А и С:

RCz1= Rcz2 = Fp(e1+e2+e3)/(e1+e2) = 8,1(0,11+0,093+0,09)/(0,11+0,093) = 11,69 kH,

RAz1= RAz2= Fpe3/(e1+e2) = 8,1∙0,09/(0,11+0,093) = 3,59 kH.

Эпюры изгибающих валы моментов в горизонтальной плоскости представлены на рис. 8.7.

112

Рис. 8.7. Эпюры моментов сил, изгибающие валы в горизонтальной плоскости

Наиболее нагруженным будет вал заднего колеса по ходу движения. Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении

Мис ( RAY 2 e1 )2 ( RAz2 e1 )2 ( 134,5 0,11 )2 ( 3,59 0,11 )2 14,8 кН м.

Крутящий момент на валу колеса

Мкр = Fо∙ dк / 2 = 22,28∙0,5/2 = 5,57 кН∙м.

8.6. Проверка статической прочности валов ходовых колес

Расчет на статическую прочность сводится к определению запаса прочности по отношению к пределу текучести. Выбираем для вала термообработанную сталь 40Х с пределом текучести σТ = 315 МПа.

Предел текучести по касательным напряжениям принимаем τТ ≈ 0,6∙σТ = 0,6·315 = 189 МПа.

Запас прочности по нормальным напряжениям

пТσ = σТ Wиз/Мис ≈ 315∙106 ∙119∙10-6 /14,8∙10³ ≈ 2,53,

где Wиз ≈ 0,09d4³ ≈ 0,09∙0,11³ ≈ 119,8∙10-6 м³ – момент сопротивления вала со шпоночным пазом изгибу для валов диаметром от 90 до 130 мм.

Запас прочности по касательным напряжениям

пТτ = τТWкр/Мкр≈ 189∙106 ∙252,9∙10-6 /5,87∙10³ ≈ 8,1,

где Wкр ≈ 0,19d4³ ≈ 0,19∙0,11³ ≈ 252,9∙10-6 м³ – момент сопротивления вала со шпоночным пазом кручению для валов диаметром от 90 до 130 мм.

Запас прочности при совместном действии нормальных и касательных напряжений

Минимально допустимая величина коэффициента запаса прочности для механизма передвижения приведена в табл. I.3.4 [7].

8.7. Расчет валов колес на выносливость

Для оценки выносливости валов колес определяем запас прочности по усталости для сечения, в котором действует концентратор напряжений в виде шпоночной канавки.

113

Коэффициент запаса прочности по пределу выносливости для опасного сечения определяем по формуле

где nσ, nτ – коэффициенты запаса прочности по выносливости при изгибе и кручении; [n] – наименьший допускаемый коэффициент запаса прочности по выносливости.

Для расчетного режима работы [n] = 1,6 (табл. 2.11. [4]).

При симметричном цикле изменения напряжений (вращающиеся детали) коэффициенты nσ, nτ вычисляем по формулам

где σ-1, τ-1 – пределы выносливости стали при изгибе и кручении при симметричном цикле изменения напряжений; для выбранной стали 40Х предел прочности σв = 570 МПа;

σ-1 = 0,43 σВ = 0,43∙570 = 245 МПа; τ-1 = 0,22 σВ = 0,22∙570 = 125,4 МПа;

кσ, кτ – средние значения коэффициентов концентрации для шлифованных вала с упрочнением, со шпоночной канавкой при принятом пределе прочности кσ = 1,75; кτ = 1,5 (рис.

2.17[4]);

β– коэффициент упрочнения. При поверхностном упрочнении β = 1,6;

εσ и ετ – масштабные факторы при изгибе и кручении, определяемые по рис. 2.19;

εσ = 0,64; ετ = 0,72[4];

кд – коэффициент долговечности, определяемый по рис. 2.20 [4]. При отношении Zц/Z0 = 8598700/1·107= 0,86 для валов с упрочнением кд = 0,88.

Максимальные нормальные напряжения вычисляем по ранее определенным величинам максимального изгибающего момента и момента сопротивления в наиболее нагруженном сечении вала со шпоночной канавкой

σиз = Мис/Wиз = 14,8∙10³/119∙10-6 = 124,4 МПа.

Максимальные касательные напряжения от крутящего момента и перерезывающей силы

τмакс=Мкр/Wкр+1,33Fс/S = 5,87∙10³/252,9∙10-6+1,33∙272∙10³/9,4∙10-³ = 61,7 МПа,

где S = 3,14∙0,112/4 = 9,5∙10-3 м2 – площадь поперечного сечения вала колеса.

Коэффициент запаса прочности по выносливости при изгибе

114

Коэффициент запаса прочности по выносливости при кручении

Общий запас прочности по усталости

Коэффициент запаса по усталости соответствует запасу по усталости среднему режиму работы механизма передвижения.

9. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПОВОРОТА КРАНА

9.1. Исходные параметры для расчета механизма поворота

Для расчета механизма поворота используем параметры задания на проектирование и параметры, полученные в результате общего расчета крана с наклоняемой стрелой:

1.Грузоподъемность крана на максимальном вылете Q = 4 т.

2.Максимальный вылет Lмакс= L0 = 24 м.

3.Частота поворота крана пкр= 0,62 об/мин.

4.Предельно допустимый уклон опорной поверхности β = 1°8'.

5.Масса поворотных частей тпов= 19,87 т.

6.Координата центра тяжести поворотных частей крана при максимальном вылете

стрелы по оси Х: Хцтп= - 1,93 м.

7.Параметры ранее выбранного опорно-поворотного устройства: роликовый опорно-

поворотный круг № 7 с внутренним зубчатым венцом; D1 = 1712 мм – диаметр круга по телам качения; Dг = 1900 мм – внешний диаметр круга; zопу= 122 – число зубьев венца; модуль зуба mз= 12 мм; делительный диаметр d2d = 1452 мм; ширина зубчатого венца bк = 100 мм; максимальное допускаемое окружное усилие Fом= 133 кН; число циклов работы крана при заданном сроке службы СТ = 520·10³.

8.Момент инерции наклоняемой стрелы рассчитываем для горизонтальной стрелы с максимальным вылетом и максимально поднятой стрелы с минимальным вылетом согласно рис. 9.1:

Рис. 9.1. Расчетная схема стрелы: а – максимальный вылет; б – минимальный вылет

115