Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Кран башенный с балочной стрелой КБ-674 (исполнение 0), предназначен для строительных работ.
Техническая характеристика:
Грузовой момент, т·м 400
Вылет, м:
- максимальный 35
- минимальный 4
- при максимальной грузоподъемности 16
Грузоподъемность, т:
- при максимальном вылете 10
- максимальная 25
Высота подъема при вылете, м:
- максимальном 46
- минимальном 46
Скорость, м/с:
- подъема 0,29-1,67
- посадки 0,021
- передвижения крана 0,21
- передвижения тележки 0,61
Колея, м 7,5
Масса, т:
- конструктивная 115
- общая (с балластом и противовесом) 209
Тип башни не поворотная
Тип стрелы балочная
2.1 Расчет механизма подъема
Выбор кинематической схемы
Предпочтительная схема на рис. IV.2.1.2 с выносным подшипником 8 редуктора (Гохберг, т.2, стр. 376).
Механизм подъема груза состоит из двигателя 1, соединительной муфты 4, тормоза 5, редуктора 3, барабана 2 (рис. 1).
Число ветвей каната навиваемых на барабан zк.б.=1
Рисунок. 1. Кинематическая схема механизма подъема.
Выбор полиспастной системы
Принимаем сдвоенную полиспастную систему. По табл. 2.1 (Казак, стр. 22) для сдвоенной полиспастной системы при грузоподъемности 25 т принимаем кратность полиспастной системы u0 = 4.
Рисунок. 2. Схема полиспастной системы.
Выбор крюковой подвески
По приложению 1.1 (Казак) выбираем крюковую подвеску 25-2-406 с параметрами:
Грузоподъемность Q= 25 т.
Число блоков подвески zбл.= 2.
Диаметр блока по дну канавки Dбл.о= 406 мм.
Расстояние между осями крайних наружных блоков Внар..= 106 мм.
Масса подвески mп= 288 кг
Выбор каната
Вес номинального груза
G=(mгр+mп) ·g=(24712+288)·9,8=245 кН
где
mгр – масса груза, т
mп – масса крюковой подвески
g – ускорение свободного падения, м/с2
Максимальное статическое усилие в канате
Smax= кН
где
zкб – число ветвей каната навиваемых на барабан, zкб = 1.
ηп – КПД полиспастной системы, η п = 0,96.
ηн.бл – КПД направляющих блоков, ηн.бл = 0,98.
Выбираем тип каната ЛК-Р 6×19 (1 + 6 + 6/6) + 1о.с. ГОСТ 2688-80 имеющий линейное касание проволок и разные диаметры проволок в верхнем слое пряди [см. рис. 3]. Канат двойной свивки.
Коэффициент запаса прочности для режима работы механизмов 5М равен 4,5, zр = 4,5.
Разрывное усилие составляет:
кН.
Из ГОСТа 2688-80 выбираем типоразмер каната. Канат 25,5 – Г – В – Л – О – Н – 1470 ГОСТ 2688-80 имеет следующие параметры:
Sраз = 304,5 кН.
dк = 25,5 мм.
Fк = 244 мм2.
Маркировочная группа 1470 МПа.
Рисунок 3 – Канат двойной свивки типа ЛК-Р конструкции
6×19 (1 + 6 + 6/6) + 1о.с. ГОСТ 2688-80
Установка верхних блоков
Диаметр блока по средней линии навиваемого каната:
мм,
где
dк - диаметр каната, мм
h1 – коэффициент выбора диаметра блока, h1 = 20,0.
Диаметр блока по дну канавки:
мм.
Максимальное значение диаметра блока:
мм.
По табл. П3.3 выбираю блок с 630 мм исполнения 10.
Установка барабана
Диаметр барабана:
мм,
где
dк - диаметр каната, мм.
h2 – коэффициент выбора диаметра барабана, h1 = 18,0.
Диаметр барабана по дну канавок:
мм,
принимаем Dбo = 500 мм
Диаметр максимальной окружности описываемой крайней точкой установки барабана:
Dб max = Dб +5∙ dк =459+5∙25,5 = 586,5 мм,
принимаю Dб max = 630 мм
Рабочая длина каната:
Lкр = Н ∙ Uп = 46 ∙ 4 = 184 м,
где
Н – высота подъема, м
Число рабочих витков:
.
Число неприкосновенных витков принимаем zнепр = 1,5; число витков для крепления каната принимаем zкр = 3.
Шаг нарезки:
t = (1,1…1,23) ∙ dк = (1,1…1,23) ∙ 25,5 = 28,05…31,3 мм, принимаю t = 30 мм.
Длина одного нарезного участка:
lн = t ∙ (zp + zнепр + zкр) = 30 ∙ (92 + 1,5 + 3) = 2895 мм.
Длина одного концевого участка:
lk = (4…5) ∙ dк = (4…5) ∙ 25,5 = 102…127,5 принимаю lk = 105 мм.
Длина барабана:
Lбар = 2lн + 2lk = 2 ∙ 2895 + 2 ∙ 105 = 6000 мм.
отношение Lб/Dб = 6000/500 = 12 , так как отношение слишком велико, то принимаем диаметр барабана Dб = 1000 мм.
Проведем повторный расчет:
Число рабочих витков:
.
Число неприкосновенных витков принимаем zнепр = 1,5; число витков для крепления каната принимаем zкр = 3.
Шаг нарезки:
t = (1,1…1,23) ∙ dк = (1,1…1,23) ∙ 25,5 = 28,05…31,3 мм, принимаю t = 30 мм.
Длина одного нарезного участка:
lн = t ∙ (zp + zнепр + zкр) = 30 ∙ (56 + 1,5 + 3) = 1815 мм.
Длина одного концевого участка:
lk = (4…5) ∙ dк = (4…5) ∙ 25,5 = 102…127,5 принимаю lk = 105 мм.
Длина барабана:
Lбар = 2lн + 2lk = 2 ∙ 1815 + 2 ∙ 105 = 3840 мм
отношение Lб/Dб = 3840/1000 = 3,8, что вполне приемлемо.
Выбор двигателя
Предварительно принимаем КПД механизма подъема пр.=0,85
Максимальная статическая мощность, которую должен иметь механизм в период установившегося движения при подъеме номинального груза:
кВт,
где
G – вес груз, кН
V – скорость подъёма, м/с
ηпр – предварительное значение КПД механизма, ηпр = 0,85.
Номинальная мощность двигателя с учетом коэффициента использования k = 0,7…0,8.
Nдв = (0,7…0,8) ∙ Nст.max = (0,7…0,8) ∙ 88 = 61,5…70,4 кВт.
Выбираем двигатель типа МТH 612-10 ГОСТ 185-70.
Параметры:
Эффективная мощность Nдв=70 кВт
Частота вращения вала двигателя номинальная nдв.н=560 об/мин;
Диаметр вала двигателя dдв.=90 мм;
Момент инерции Iр.дв.=5,25 кг м2;
Масса двигателя mдв.=1070 кг.
Выбор передачи
Частота вращения барабана:
об/мин.
Требуемое передаточное число лебедки:
Требуемое передаточное число редуктора:
Uр.тр. = Uл.тр = 24,3
Ориентировочно выбираем редуктор Ц2У – 400Н с передаточным числом Uр.. = 25.
%, что является допустимым значением, т.к. входит в предел 15%.
Определим расчетный эквивалентный момент на тихоходном валу редуктора.
Принимаем класс нагружения механизма В2. Ему при заданной группе режима работы 5М соответствует класс использования А5.
По табл. 1.4 находим значение коэффициента нагружения К = 0,25.
Коэффициент переменности нагрузки . По табл. 1.3 находим машинное время работы механизма tмаш = 12500 ч.
Частота вращения тихоходного вала редуктора равна nт.в = n б = 23 об/мин.
Число циклов нагружения на тихоходном валу редуктора:
zт = 60 ∙ nт.в ∙ tмаш = 60 ∙ 23 ∙12500 =17,2 ∙ 106 .
Передаточное число тихоходной ступени редуктора предполагаю близким к значению Uт = 5.
Суммарное число циклов контактных напряжений зуба шестерни тихоходной ступени редуктора: zp = zт ∙ Uт = 17,2 ∙ 106 ∙ 5 = 86 ∙ 106 .
Базовое число циклов контактных напряжений тихоходного вала редуктора: zо = 125 ∙ 106 .
Коэффициент срока службы:
Коэффициент долговечности: Кд = KQ ∙ Kt = 0,629 ∙ 0,8 = 0,5
КПД опор барабана принимаю равным ηбар = 0,99
Расчетный крутящий момент на тихоходном валу:
кН ∙ м,
где
rб – радиус барабана, м
Эквивалентный крутящий момент на тихоходном валу:
Тр.э. = Кд ∙ Тр = 0,5 ∙ 33500 = 16,7 кН ∙ м,
Тр.э.< ТТ (16,7 < 17,8 ) условие выполняется.
Выбираю редуктор Ц2У – 400Н имеющий передаточное число Uр. = 25 , разница между Uр.тр и Uр составляет 3% , что допустимо. Редуктор имеет следующие параметры:
- передаточное число: Uр. = 25;
- момент на тихоходном валу: Тт = 17,8 кН ∙ м
- суммарное межосевое расстояние: аw с = 650 мм
- диаметр конца быстроходного вала: dв.б = 60 мм
- масса редуктора: m = 940 кг
тихоходный вал с зубчатым венцом.
Определение фактической скорости подъёма груза и фактического КПД механизма
Передаточное число механизма:
Uмех = Uр ∙ Uп = 25 ∙ 4 =100.
Угловая скорость вала двигателя:
рад/с.
Фактическая скорость подъёма:
м/с.
Скорость мало отличается от заданной.
В механизме установлено 2 муфты: между двигателем и редуктором, редуктором и барабаном. КПД муфты принимаю ηм = 0,99.
КПД механизма:
η мех = ηп ∙ ηб ∙ ηр ∙ ηм2 = 0,96 ∙ 0,99 ∙ 0,96 ∙ 0,992 = 0,89
данное значение мало отличается от значения ηпр = 0,85, поэтому перерасчет мощности не делаем.
Выбор муфты
Типоразмер муфты выбираем по диаметрам концов соединяемых данной муфтой валов. При выборе муфты должно проверяться условие - наибольший передаваемый момент муфты должен быть не меньше крутящего момента на быстроходном валу: Тм.н ≥ Тб.в.
Выбираем зубчатую муфту по ГОСТ 5006 - 83. Муфта имеет параметры:
- максимально допустимый диаметр расточки: dmax = 80 мм (расточку под вал двигателя делаем на заказ);
- номинальный крутящий момент муфты: Тм.н = 6300 Н ∙ м (Тб.в. = 293 Н ∙ м , условие выполняется);
- момент инерции муфты: Jм = 0,25 кг ∙ м2 ;
- масса муфты: mм = 22,6 кг.
Выбор тормоза
Статический крутящий момент при торможении:
Н ∙ м,
где
η мех – КПД механизма подсчитанный по max значению КПД,
η мех = ηп ∙ ηб ∙ ηр ∙ ηм = 0,96 ∙ 0,99 ∙ 0,97 ∙ 0,99 = 0,91.
Расчетный тормозной момент:
Тт.р = Кт ∙ Тст.т = 1,75 ∙ 1137 = 1989 Н ∙ м,
где
Кт – коэффициент запаса торможения, Кт = 1,75.
Выбираю тормоз с электрогидравлическим толкателем типа ТКГ – 500 ОСТ 24.290.08-82 со следующими параметрами:
- номинальный тормозной момент: Тт.н = 2500 Н ∙ м;
- номинальное усилие на штоке толкателя: Ршт = 800 Н;
- продолжительность включения катушки электромагнита: ПВ = 25%
- максимальный ход штока толкателя: hшт.max = 50 мм;
- требуемый диаметр тормозного шкива: Dт.ш = 500 мм;
- ширина колодок: Вк = 160 мм;
- масса тормоза: mт = 155 кг.
Выбор тормозного шкива
Учитывая требуемый диаметр тормозного шкива, ширину колодок и диаметр быстроходного вала редуктора выбираю тормозной шкив используемый для соединения с зубчатой муфтой по ОСТ 24.290.06-75 имеющий следующие параметры:
- диаметр тормозного шкива: Dт.ш = 500 мм;
- ширина обода: Вт.ш = 210 мм ;
- момент инерции: Jш = 28,6 кг ∙ м2 ;
- масса шкива: mш = 211 кг.
Механизм подъёма груза
Проверка двигателя механизма подъёма на время разгона
Диаметр барабана Dб = 1000 мм; передаточное число механизма подъёма Uмех = 100.
Момент инерции вращающихся масс, расположенных на быстроходном валу механизма:
кг ∙ м2.
Момент инерции при разгоне всех вращающихся частей механизма:
кг ∙ м2,
где
γ – коэффициент учета инерции вращающихся масс, γ = 1,1 [Казак, с. 85]
Масса поступательно движущихся частей механизма и груза:
т.
Момент инерции при разгоне поступательно движущихся частей механизма и груза:
кг ∙ м2.
Приведенный к валу двигателя момент инерции при разгоне:
кг ∙ м2.
Момент статических сопротивлений при разгоне:
Н ∙ м.
Номинальный момент двигателя:
Н ∙ м.
Среднепусковой момент двигателя:
Н ∙ м,
где
ψп.ср – кратность среднепускового момента, ψп.ср = 1,6 [Казак, табл.2.17, с.42].
Время разгона механизма подъёма:
с < 4 с.
Значение tр факт находится в диапазоне рекомендуемых значений времени разгона (2…4 с) [Казак, с.85], следовательно выбранный двигатель обеспечит необходимую интенсивность разгона.
Среднее ускорение груза при таком времени разгона равно:
м/с2 < 0,1 м/с2 что допустимо.
Проверка механизма подъема на нагрев
Таблица 1 Сводная таблица по проверке двигателя на нагрев
|
Параметры |
Значения |
|||||||
|
G |
0,5G |
0,195G |
0,05G |
|||||
|
под |
оп |
под |
оп |
под |
оп |
под |
оп |
|
|
Gj, H |
245000 |
122500 |
47775 |
12250 |
||||
|
ηмех j |
0,89 |
0,85 |
0,68 |
0,36 |
||||
|
Тст j , Н ∙ м |
1225 |
1090 |
720 |
520 |
351 |
162 |
170 |
22 |
|
Jгр j кг ∙ м2 |
0,07 |
0,036 |
0,017 |
0,008 |
||||
|
Jмех j кг ∙ м2 |
37,57 |
37,53 |
37,51 |
37,5 |
||||
|
tp j , с |
3,6 |
0,8 |
2,1 |
1,02 |
1,6 |
1,2 |
1,3 |
1,3 |
|
tу , с |
6 |
6 |
6 |
6 |
6 |
6 |
6 |
6 |
Значения j-х масс:
mгр1 = 25000 кг;
mгр2 = 12487 кг;
mгр3 = 4870 кг;
mгр4 = 1249 кг;
Статические моменты при подъёме и опускании вычисляю по формулам и значения записываю в табл. 1:
; .
Момент инерции при разгоне от груза определяю по формуле и значения заношу в табл. 1:
.
Приведенный к валу двигателя момент инерции определяю по формуле и значения заносим в табл. 1:
.
Угловая скорость двигателя при опускании: число полюсов у двигателя МТВ 612-10 равно 10, следовательно пар полюсов 5, р = 5. Синхронная угловая скорость вала двигателя:
рад/с.
рад/с.
рад/с
Время разгона механизма при подъёме и опускании различных грузов определяем по формулам и значения заносим в табл. 1:
; .
Среднюю высоту при работе крана Нср = 2 м.
Время установившегося движения при подъёме:
с,
где
Vпод – скорость подъёме, м/с
м/с.
Время установившегося движения при опускании:
с,
где
Vоп – скорость опускания, м/с
м/с.
Коэффициент, учитывающий ухудшение условий охлаждения двигателя в период пуска равен β = 0,7.
Двигатель на нагрев проверяют по условию:
Тэ ≤ Тдв.н,
где
Тэ – эквивалентный момент на валу двигателя, Н ∙ м
=1039 Н ∙ м.
Тэ (1039 Н∙м) ≤ Тдв.н (1194 Н∙м) , следовательно условие выполняется, двигатель не перегреется.
Расчет сборочных единиц
Определение толщины стенки барабана
Барабан литой, в качестве материала принимаем сталь 35Л, допускаемое напряжение сжатия [σ]сж = 137,3 МПа.
Приближенное значение толщины стенки барабана:
м,
где
Smax – наибольшее статическое натяжение каната, Н.
t – расстояние между соседними витками каната, м.
[σ]сж – допускаемое напряжение материала, МПа.
Коэффициент влияния деформации стенки барабана и каната:
,
где
Ек – модуль упругости каната, Ек = 88260 МПа;
Fк – площадь сечения всех проволок каната, мм2.
Еб – модуль упругости стенки барабана, Еб = 137300 МПа.
Так как > 2 и , то допускаемые напряжения смятия необходимо понизить на С = 0,08 ∙ 5/0,1 = 4%, тогда МПа.
Окончательная толщина стенки барабана:
м.
Из условия технологии изготовления барабана и учитывая, что стенки в процессе эксплуатации изнашиваются, принимаю толщину стенки δ = 20 мм.
Толщина кольца жесткости:
мм.
Крепление каната к барабану
Принимаю крепление каната планками, прижимающими канат к барабану.
Суммарное усилие растяжения болтов прижимающих канат к барабану:
где
f - коэффициент трения между канатом и барабаном, f = 0,1 [9, с.95];
γ - угол наклона боковой грани трапециевидного выреза в планке к вертикали, γ = 40º;
α - угол обхвата барабана неприкосновенными витками;
е - основание натуральных логарифмов.
Прижатие каната к барабану через планки осуществляем шпильками, материал сталь 40Х , предел текучести σт = 330 МПа.
Расчет оси барабана
Ось барабана испытывает напряжения от веса барабана, усилий в канатах, сходящих с барабана.
Составим расчетную схему оси, на которую нанесем все действующие нагрузки и построим эпюру изгибающих моментов [см. рис. 1.14].
Весом барабана пренебрегаем. Принимаем расстояние от ступиц барабана до опор оси l1 = 120 мм; l2 = 200 мм. Длина оси барабана: l = L + (50…150) = 3840 + (50…150) = 3890…3990 мм принимаю l = 3900 мм. Общая длина оси L = 3990 мм.
Нагрузки на ступицы барабана:
Н.
Н.
Определяем изгибающиеся моменты:
Тогда диаметр оси под правой ступицей определяем по формуле:
где
К0 – коэффициент учитывающий конструкцию оси, К0 = 2,5 [Казак, с.97].
[n] – допускаемый коэффициент запаса прочности, [n] = 1,6
Принимаю диаметр оси барабана под правой опорой 95 мм. Исходя из этого конструируем ось барабана.
Выбор подшипников оси барабана
Диаметр оси барабана под правой опорой d = 95 мм. Выбираю подшипник шариковый радиальный сферический двухрядный Тип 1218 (ГОСТ 5720-75, Тип 1000) [, с. 44], его параметры: D = 170 мм; d = 95 мм; В = 32 мм; С = 63700 Н; С0 = 37000 Н.
Подшипник в зубчатом соединении редуктора с барабаном – шариковый радиальный однорядный Тип 120 (ГОСТ 8338-75), его параметры: D = 150 мм; d = 100 мм; В = 24 мм; С = 42300 Н; С0 = 38300 Н [20, с. 33].
Статическая нагрузка на сферический двухрядный подшипник Q = R2 = 28747 Н.
Эквивалентная нагрузка:
Р = (X ∙ V ∙ Fr + Y ∙ Fa) ∙ Кб ∙ Кт ,
где
Fr – радиальная нагрузка, Fr = 28747 Н;
Fa – осевая нагрузка, Fa = 0,1 ∙ Fr = 0,1 ∙ 28747 = 2874 Н;
V – коэффициент вращения, V = 1 при вращении внутреннего кольца
Кб – коэффициент безопасности, Кб = 1,3;
Кт – температурный коэффициент, Кт = 1,1;
X,Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки,
тогда е = 0,27.
< е, следовательно X = 1,Y = 0.
Р = (1 ∙ 1 ∙ 28747 + 0 ∙ 2874) ∙ 1,3 ∙ 1,1 = 37371 Н.
Долговечность подшипника:
ч,
где
р – показатель степени, для шарикоподшипников р = 3.
Рекомендуемая долговечность подшипника для режима 5М Lh.рек = 6300 ч, выбранный подшипник по долговечности проходит, т.к. Lh > Lh.рек
Расчет механизма передвижения тележки
Механизм передвижения тележки
Предназначен для обеспечения горизонтального передвижения грузовой тележки.
Выбор кинематической схемы
Выбираю кинематическую схему механизма передвижения грузовой тележки, имеющую центральный привод.
Схема запасовки каната механизма передвижения тележки козлового крана представлена на следующем рисунке.
Определение статических нагрузок на колеса
Вес номинального груза:
Gгр = mгр ∙ g = 25 ∙ 9,81 = 245 кН,
где
mгр – масса груза, т
g – ускорение свободного падения, м/с2
По табл.2.8 [Казак, с. 36] принимаю вес тележки Gт = 61,8 кН.
С учетом коэффициента неравномерности нагружения колес статическая нагрузка на одно колесо [см. рис. 1.11] будет равна:
- максимальная:
кН
- минимальная:
кН
Выбор колес
Зная максимальную статическую нагрузку на одно колесо, можно выбрать колесо по условию Рст.max ≤ [Pk max], при этом для групп режима работы 3М и выше следует выбирать больший диаметр колеса.
По табл. 2.11 [Казак, с. 39] при значении Рст.max = 64,45 кН выбираем двухребордное колесо диаметром 400 мм при [Pk max] = 100 кН.
Выбор колесных установок
Типоразмер колесной установки выбираем по диаметру ходового колеса и нагрузки на ходовые колеса тележки от веса груза.
Т.к. диаметр колеса 400 мм, а максимальная нагрузка на колесо Рст.max = 64,45 кН , то выбираю по ГОСТ 3569-60 [Гохберг т2, с. 29] приводную колесную установку КУП-400 и неприводную КУН-400, имеющие следующие параметры:
- диаметр колеса: Dк = 400 мм;
- диаметр цапфы: dц = 95 мм;
- ширина дорожки катания: В = 100 мм;
- число реборд: zреб = 2;
Форма поверхности катания – цилиндрическая. Тип подшипника – роликовый радиальный сферический двухрядный с симметричными роликами.
Выбор подтележечного рельса
Для КУ-400 ГОСТ 3569-60 исходя из табл. 2.11 [Казак, с.39] рекомендуют рельс Р-43, следовательно выбираю рельс Р-43 с выпуклой головкой ГОСТ 4121-76 [Казак, с. 309].
Проверим соотношение ширины дорожки катания колеса В и головки рельса b: B – b = 100 – 70 = 30 мм, что не меньше нормы указанной в табл. 2.12 [Казак, с.40], следовательно неточность установки колес и укладки рельсов будет компенсироваться.
Рельс Р-43 имеет параметры:
- ширина головки: b = 43 мм;
- радиус головки: r = 13 мм;
- ширина основания рельса: bосн = 114 мм;
- расстояние от основания до нейтральной оси: y = 5,93 см;
- площадь поперечного сечения: F = 57 см2;
- момент инерции сечения: Jx = 1489 см4;
- масса 1 погонного метра – 44,65 кг
Определение сопротивлений передвижению тележки
Сопротивление создаваемое силами трения:
где
μ – коэффициент трения качения колеса по рельсу, μ = 0,6 мм [Казак, табл. 2.14, с. 40].
f – приведенный коэффициент трения скольжения в подшипниках колес, f = 0,015 [Казак, табл. 2.14, с. 40].
Кдоп – коэффициент дополнительных сопротивлений, определяемых в основном трением реборд о головку рельса и трением элементов токосъёмного устройства, Кдоп = 2,0 [Казак, табл. 2.15, с. 41].
Сопротивление создаваемое уклоном:
кН,
где
ά – уклон подтележечного пути, ά = 0,002 [Казак, с. 41].
Сопротивление создаваемое силами инерции:
кН,
где
δ – коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся частей механизма, δ = 1,25, т.к. скорость передвижения меньше 1 м/с [9, с. 41].
mпост – масса поступательно движущегося объекта, т
mпос = mт – mтр = Gт/g – mтр = 61,8/9,81 – 318 = 6 т.
а – ускорение при разгоне, м/с2 ,
а = (0,5…1,0) ∙ [a] = 0,5 ∙ 0,1 = 0,05 м/с2,
где
[a] – допускаемое ускорение, [a] = 0,1 [9, табл. 2.16, с. 41]
Сопротивление создаваемое раскачиванием груза на гибкой подвеске:
кН.
Сопротивление создаваемое ветром рабочего состояния не учитывается, потому что кран работает в цеху.
Полное сопротивление передвижению тележки:
кН.
Выбор двигателя
Мощность двигателя:
кВт,
где
ηпр – предварительное значение КПД механизма, ηпр = 0,9.
Ψп.ср – кратность среднепускового момента двигателя по отношению к номинальному, Ψп.ср = 1,55 [Казак, табл. 2.17, с.42].
V – скорость передвижения тележки, м/с
Выбираю двигатель типа МТF 112-6 ГОСТ 185-70 имеющий следующие параметры:
- мощность двигателя: Nдв = 4,1 кВт;
- продолжительность включения: ПВдв = 25%
- частота вращения: nдв = 870 об/мин ;
- диаметр конца вала:dв.дв = 35 мм;
- момент инерции ротора: Jр.дв = 0,192 кг ∙ м2;
- масса двигателя: mдв = 76 кг.
Выбор редуктора
Частота вращения колеса:
об/мин.
Требуемое передаточное число механизма:
Ориентировочно выбираем редуктор Ц2У – 315Н с передаточным числом Up = 20 [Казак, с. 299].
Определим расчетный эквивалентный момент на тихоходном валу редуктора.
Принимаем класс нагружения механизма В2. Ему при заданной группе режима работы 4М соответствует класс использования А4 .
Находим значение коэффициента нагружения К = 0,25.
Коэффициент переменности нагрузки . Находим машинное время работы механизма tмаш = 12500 ч.
Частота вращения тихоходного вала редуктора равна nт.в = n к = 38,2 об/мин.
Число циклов нагружения на тихоходном валу редуктора:
zт = 60 ∙ nт.в ∙ tмаш = 60 ∙ 38,2 ∙12500 =28,6 ∙ 106 .
Передаточное число тихоходной ступени редуктора предполагаю близким к значению Uт = 5.
Суммарное число циклов контактных напряжений зуба шестерни тихоходной ступени редуктора: zp = zт ∙ Uт = 28,6 ∙ 106 ∙ 5 = 143 ∙ 106 .
Базовое число циклов контактных напряжений тихоходного вала редуктора: zо = 125 ∙ 106 .
Коэффициент срока службы:
Коэффициент долговечности: Кд = KQ ∙ Kt = 0,629 ∙ 1 = 0,62. Значение Кд необходимо принять не менее чем 0,63, поэтому Кд = 0,63.
Расчетный крутящий момент:
Н ∙ м,
где
Тдв.max – максимальный момент двигателя, Н ∙ м.
ηр - КПД редуктора, ηр = 0,94 [Казак, табл.2.20, с. 53].
Эквивалентный крутящий момент на тихоходном валу:
Тр.э. = Кд ∙ Тр = 0,63 ∙ 1635 = 1030 Н ∙ м = 1,03 кН ∙ м,
Тр.э.< ТТ (3,3 < 8,6 ) условие выполняется.
Выбираем редуктор Ц2У – 315Н [Казак, с. 299]. Ближайшее передаточное число этого типоразмера равно Uр = 20, что расходится с требуемым передаточным числом на допустимую величину 11% (не больше 15%).
Редуктор имеет следующие параметры:
- передаточное число: Uр. = 20;
- момент на тихоходном валу: Тт = 8,6 кН ∙ м;
- суммарное межосевое расстояние: аw с = 515 мм;
- диаметр конца быстроходного вала: dв.б = 50 мм
- диаметр конца тихоходного вала: dв.т = 110 мм
Определение фактической скорости и КПД механизма
Передаточное число механизма:
Uмех = Uр = 20 .
Угловая скорость вала двигателя:
рад/с.
Фактическая скорость передвижения тележки:
м/с,
где
rk – радиус ходового колеса, м
скорость мало отличается от заданной.
В механизме установлено 2 муфты: между двигателем и редуктором, редуктором и приводной колесной установкой. КПД муфты принимаю ηм = 0,99.
КПД механизма:
η мех = ηр ∙ ηм2 = 0,94 ∙ 0,992 = 0,92
данное значение мало отличается от значения ηпр = 0,9 , поэтому перерасчет мощности не делаем.
Выбор муфты
Типоразмер муфты выбираем по диаметрам концов соединяемых данной муфтой валов. При выборе муфты должно проверяться условие - наибольший передаваемый момент муфты должен быть не меньше крутящего момента на быстроходном (тихоходном) валу: Тм.н ≥ Тб.в.
Для быстроходного вала:
выбираем зубчатую муфту по ГОСТ 5006 - 83 [Гохберг т2, с.306]. Муфта имеет параметры:
- максимально допустимый диаметр расточки: dmax = 40 мм (расточку под вал двигателя делаем на заказ);
- номинальный крутящий момент муфты: Тм.н = 1000 Н ∙ м;
- момент инерции муфты: Jм = 0,05 кг ∙ м2 ;
- масса муфты: mм = 6,7 кг.
Для тихоходного вала:
выбираем зубчатую муфту по ГОСТ 5006 - 83 [Гохберг т2, с.306]. Муфта имеет параметры:
- максимально допустимый диаметр расточки: dmax = 120 мм
- номинальный крутящий момент муфты: Тм.н = 16000 Н ∙ м;
- момент инерции муфты: Jм = 1,15 кг ∙ м2 ;
- масса муфты: mм = 62,5 кг.
Выбор тормоза
Сопротивление передвижению тележки без груза создаваемое уклоном:
кН.
Сопротивление передвижению тележки без груза создаваемое инерцией:
кН.
Сопротивление передвижению тележки без груза создаваемое трением:
кН.
Момент созданный уклоном:
Н ∙ м.
Момент созданный инерцией:
Н ∙ м .
Момент созданный трением:
Н ∙ м.
Расчетный тормозной момент механизма:
Н ∙ м.
Расчетный тормозной момент тормоза:
Н ∙ м,
где
zт – число тормозов в механизме, zт = 1.
Выбираю тормоз с электрогидравлическим толкателем типа ТКГ – 160 ОСТ 24.290.08-82 [25,с. 284] со следующими параметрами:
- номинальный тормозной момент: Тт.н = 100 Н ∙ м ;
- номинальное усилие на штоке толкателя: Ршт = 160 Н ;
- продолжительность включения катушки электромагнита: ПВ = 25%
- максимальный ход штока толкателя: hшт.max = 25 мм ;
- требуемый диаметр тормозного шкива: Dт.ш = 160 мм;
- ширина колодок: Вк = 70 мм ;
- масса тормоза: mт = 21,2 кг .
Выбор тормозного шкива
Учитывая требуемый диаметр тормозного шкива, ширину колодок и диаметр быстроходного вала редуктора выбираю тормозной шкив 2-го исполнения по ОСТ 24.290.06-75 [9, с. 306] имеющий следующие параметры:
- диаметр тормозного шкива: Dт.ш = 160 мм;
- ширина обода: Вт.ш = 70 мм ;
- максимально допускаемый диаметр расточки: dmax = 40 мм ;
- момент инерции: Jш = 0,026 кг ∙ м2 ;
- масса шкива: mш = 6,9 кг.