4.1 Визначення опорних реакцій і згинальних моментів

Реакції в опорах:

;

,

де L – відстань між опорами осі, м. Орієнтовно:

L = L_б + (50–100) мм,

L_оп – відстань від правої опори до рівнодіючої від зусилля в піднімальних канатах, м :

L_оп = 0,43L.

Згинальні моменти в розрахункових перетинах:

;

,

де l₁ – відстань від лівої опори до лівої маточини, м. Орієнтовно:

l₁ = (0,15–0,2)L,

b – відстань від правої опори до правої маточини, м. Орієнтовно:

l₂ = (0,5–0,7)L.

4.2 Розрахунок необхідного діаметра осі барабана

При відомому згинальному моменті, діаметр осі приблизно обчислюється за формулою:

,

де – згинальний момент у небезпечному перерізі, Нм;

[] – напруга вигину, що допускається для матеріалу осі (приймається табл. Б12, додаток Б).

За розрахованим d₀ варто прийняти діаметр осі барабана d_c, округливши d₀ до найближчого більшого з нормального ряду діаметрів.

4.3 Розрахунок запасу циклічної міцності осі

Фактичний запас міцності осі в небезпечному перерізі має відповідати неравенству:

,

де – запаси міцності по нормальних і дотичних напруженнях:

; ,

де – границі витривалості стандартних зразків при симетричному вигині і крутінні (див. табл. Б12, додаток Б);

_Т – масштабний фактор, вибирається в залежності від діаметра перетину осі (рис.12);

Рисунок 12 – Залежність масштабного фактора від діаметра осі

 – коефіцієнт якості поверхні:

• для полірованої поверхні  = 1,0;

• для поверхні, обробленої різцем  = 0,9;

К_, К_ – ефективні коефіцієнти концентрації напруг при вигині і крутінні. Їх треба прийняти по табл. Б14 для обраних D/d і r/d.

_i, _I – амплітуди перемінних напруг циклу при вигині і крутінні,

; ,

М_i – згинальний момент у розрахунковому перетині осі;

R_A – сила, що перерізує, у розрахунковому перетині осі;

W – момент опору перетину, ;

d_c – прийнятий діаметр перетину осі;

[n] – припустиме значення коефіцієнта запасу міцності,  [2].

5 Вибір підшипників осі барабана

Підшипники опор А и В (див. рис. 11) працюють у різних умовах. Обоє кільця підшипника, встановленого усередині вала редуктора (опора В), обертаються спільно.

Підшипник опори В вибирається по статичній вантажопідйомності:

.

Виходячи з діаметра опорної шийки осі, при d_В ≤ d_С^В, по розрахованому С₀ треба прийняти підшипник по табл.Б14 (додаток Б).

Підшипник опори А розраховується за динамічною вантажопідйомність С з урахуванням змінності навантаження [2].

Виходячи з діаметра опорної шийки осі, при d_А ≤ d_С^А, по табл. Б14 (додаток Б) приймаємо підшипник з вантажопідйомністю С:

.

5.1 Розрахунок еквівалентних динамічних навантажень і

довговічності підшипника

Еквівалентне динамічне навантаження на підшипник опори А при кожнім режимі нагружения визначаються по формулі:

,

де – реакція в опорі А при підйомі номінального вантажу, Н;

– відношення маси кожного рівня вантажу до номінальної вантажопідйомності (приймається за графіком завантаження, рис.13, у залежності від режимної групи механізму; а_i = Q/Q_Н)

V – коефіцієнт обертання:

• при обертанні внутрішнього кільця V = 1,0,

• при обертанні зовнішнього кільця V = 1,2;

К_б – коефіцієнт безпеки, К_б = 1,0–1,2;

K_Т – температурний коефіцієнт (К_Т = 1,0 при температурі до 100С).

Сумарне еквівалентне динамічне навантаження

,

де – відносна тривалість роботи механізму при кожнім режимі нагружения (приймається за графіком завантаження механізму, рис.13, L_i = t/T).

Довговічність обраного підшипника:

,

де – довговічність роботи підшипника, ч;

п_б – частота обертання осі барабана, хв^-1:

,

V_ГР – задана швидкість підйому вантажу, м/хв.

а - легкий (2М-3М); б - середній (4М);

в – важкий (5М) і досить важкий (6М)

Рисунок 13 – Графіки завантаження механізму [2]