9 Диаметр окружности вершин реборд

9.1 Расчетный диаметр окружности вершин реборд барабана с учетом необходимой высоты борта над последним слоем навивки каната на барабане определяем по эмпирической формуле, мм.

D^р _р = D_б.л. + (K_s × d_k + h_p) × 2, (9.1)

где D_б.л., d_k - диаметры реборд над последним слоем навивки, мм;

h_p - высота реборд над последним слоем навивки, мм.

D^р _р = 450 + (2 × 16.5 + 37) × 2=590

9.2 Диаметр барабана по вершине реборд D_р назначаем конструктивно путем округления расчетного диаметра D^р_р. до ближайшего большего четного целого значения, мм

D _р =590

10 Определение толщины торцевых стенок соединения обечайки и ступицы барабана.

10.1 Определяем толщину торцевых стенок соединения обечайки барабана δ_к и ступицы δ_с (рис.10.1) из условия прочности стенок на смятие, мм.

Принимаем при этом, что δ_к = δ_с

10.2 Окружное усилие среза, воспринимаемое одним болтом соединения, Н

Р₁ = Р_л × [0.5 × D_б.л. + (K_s - 0.5) × d_k] / (0.5 × D₀ × m^p_σ), (10.1)

где Р_л - тяговое усилие, Н;

D_б.л, d_k, D₀ - диаметры, мм

Р₁ = 23750.2 × [0.5 × 450 + (2 - 0.5) × 16.5] / (0.5 × 360 × 6) = 5492.24

10.3 Допускаемые напряжения смятия [σ]_см. для чугуна рассчитываются на основании таблицы 5.1 путем уменьшения допускаемых напряжений сжатия на 10 % [1], МПа.

[σ]_см. =80

10.4. Расчетная толщина торцевой стенки обечайки δ^р_к и ступицы δ^р_с барабана при условии, что они изготовлены из одинакового материала, мм.

δ^р_к = δ^р_с = Р₁ / (d₁ × [σ]_см), (10.2)

где Р_1, Н;

d₁ - диаметр стандартного крепежного болта, мм;

[σ]_см, МПа.

δ^р_к = 5492.24 / (7 × 80) = 9.81

10.5 Толщину торцевой стенки барабана (ступицы) округляем до ближайшего большего целого значения, мм

δ_к = δ_с = 10

Рисунок 10.1 - Болтовое соединение торцевых стенок ступицы и обечайки барабана лебедки; 1,2-поверхности смятия отверстий разъемного соединения

10.6 Если торцовые стенки изготовлены из чугуна и δ_к = δ_с < 12 мм, то с учетом технологического ограничения, мм

δ_к = δ_с = 12

11 Габаритная расчетная и конструктивная длины барабана

11.1 Габаритная расчетная длина барабана лебедки определяется по эмпирической формуле, мм.

ℓ_г = ℓ^р_б.л + 2 × δ_р, (11.1)

где ℓ^р_б.л., δ_р - составляющие, мм.

ℓ_г = 1359.2+ 2 × 17 = 1393.24

11.2 Конструктивную габаритную длину ℓ^к_б.л. барабана лебедки (рис.4.1) получим путем округления габаритной расчетной рабочей длины ℓ_г до ближайшего большего целого четного значения, мм

ℓ^к_б.л. = 1394

12 Расчет диаметра цапфы оси вращения барабана лебедки в опасном сечении

12.1 Если материал оси вращения барабана не задан в исходных данных, то выбираем материал оси из перечня сталей представленных в табл. 12.2.

Материал - Сталь 45

12.2 При передаче вращающего момента от тихоходного вала редуктора к обечайке барабана лебедки с помощью зубчатой муфты ось вращения барабана воспринимает только изгибающий момент. В этой связи такое конструктивное решение является наиболее целесообразным. Расстояния ℓ₁, ℓ₂ от цапф под ступицами барабана до подшипниковых опор (концевых цапф, иначе шипов) вдоль оси вращения показаны на (рис. 12.1).

Рисунок 12.1 - Принципиальная и расчетные схемы барабана а) - для определения реакции R₁ на подшипник; б) - для определения диаметра цапфы оси вращения барабана лебедки в опасном сечении где приложена сила Р_л;

На основании данных имеющихся аналогов барабанов, предварительно принимаем: (рис.12.1) расстояние со стороны подвода вращающего момента к обечайке барабана ℓ₁ = 120 мм; с противоположной стороны ℓ₂ = 200 мм (длина ступицы предварительно принимается равной 1…1.5 диаметра цапфы, d_c) [1]. Диаметры цапф оси вращения барабана определяем из условия работы оси на изгиб при переменном симметричном цикле нагружения.

12.3 Коэффициент К₀, учитывающий конструкцию валов, осей и цапф принимаем из интервала К₀ = 2.0…2.8 [1].

К₀ = 2

12.4 Принимаем допускаемый коэффициент запаса прочности [n]_ц, соответствующий режиму работы лебедки из таблицы 12.1 [1].

[n]_ц = 1.7

Таблица 12.1 - Коэффициент запаса прочности

Коэффициент запаса прочности, [n]ц	Режимы работы лебедки
	1 М, 2М, 3М	4М	5 М
	1.4	1.6	1.7

12.5 Численное значение предела выносливости выбираем из таблицы 12.2 в зависимости от материала оси вращения барабана лебедки для наименьшего диаметра заготовки, т.к. ее диаметр пока не известен [1], МПа.

σ_-1 = 373

12.6 Определяем допускаемое напряжение изгиба цапфы оси барабана в опасном сечении при переменном симметричном цикле нагружения, МПа

[σ_-1] = σ_-1 / {K₀ × [n]_ц} (12.1)

[σ_-1] = 373 / { 2 × 1.7} = 109.7

Таблица 12.2 - Предел выносливости σ_-1 на изгиб сталей при симметричном цикле нагружения

Диаметр заготовок	Предел выносливости при изгибе σ-1, МПа
	Ст3сп	Ст. 5.	Сталь 45	Сталь 40 Х	Сталь 40 ХН
любой	186	216
до 80			373
80….120			343
более 120			345
до 120				402
120….200				353
более 200				314
до 200					412
более 200					353

12.7 Определяем максимальный изгибающий момент воспринимаемый цапфой оси в опасном сечении под силой Р_л со стороны, противоположной подводу вращающего момента. Максимальный изгибающий момент в сечении этой цапфы возникает тогда, когда канат сбегает с обечайки барабана в сечении проходящем через средину этой цапфы (рис.12.1), Нмм

М_с = [Р_л × (ℓ^р_б.л + ℓ₁) × ℓ₂] / (ℓ₁ + ℓ₂ + ℓ^р_б.л),

где Р_л, Н;

ℓ^р_б.л, ℓ₁, ℓ₂ - длины, мм.

М_с = [23750.2× (1359.2 + 120) × 200] / (120 + 200 + 1359.2) = 4184311.7

12.8 Расчетный диаметр цапфы оси под правой ступицей барабана (мм), (рис. 8.1, 12.1) определяется из условия обеспечения изгибной выносливости оси в опасном сечении при переменном симметричном цикле нагружения.

d_c = [32 × M_c × K₀ × [n]_ц / (π × σ_-1)]^1/3, (12.2)

где М_с - изгибающий момент, Нмм;

σ_-1 - предел выносливости, МПа.

d_c = [32 × 4184311.7 × 2 × 1.7 / (π × 373)]^1/3 = 73

Окончательно величину диаметра цапфы d_c оси в сечении под этой ступицей принимают после расчета и выбора опорных подшипников качения, сравнивая диаметр d_c с установочным диаметром внутреннего кольца выбранного в п.19.14 подшипника.