,
=31,5 передаточное число редуктора (взято максимальное среди двухступенчатых редукторов).
Получим .
3.2.3 Потребный рабочий объём гидромотора:
, (3.11)
где = 16 МПА – перепад давлений на гидромоторе (выбираем ориентировочно [4 стр.22]).
=0,94 – механический КПД гидромотора в первом приближении.
Получим
По [4 стр.22] выбираем аксиально-поршневой регулируемый гидромотор 223.25.
Техническая характеристика гидромотора:
потребный рабочий объём гидромотора =214
перепад давлений на гидромоторе 16 МПА.
номинальная подача 4,840
частота вращения вала гидромотора 1400
(Регулировать на частоту 750)
3.3 Выбор редуктора
Выбираем редуктор, оснащённый зубчатым венцом на выходном валу,
выберем универсальный двухступенчатый редуктор Ц2У – 250.
3.4 Выбор тормоза
3.4.1 Грузовой момент на барабане определяется по формуле:
, (3.12)
где =
3.4.2.Статический момент на входном валу редуктора при торможении определяют по формуле:
, (3.13)
где - КПД механизма, который можно принять равным КПД редуктора.
3.4.3 Тормозной момент, на который регулируют тормоз, определяют по формуле:
, (3.14)
где 2 – коэффициент запаса торможения.
=
Выбираем ленточный тормоз (при одинаковом тормозном моменте, по сравнению с колодочным и дисковым тормозами, он имеет меньшие размеры, что важно на автомобильных кранах).
При тормозном шкиве диаметром 180 мм, тормозной момент 800 Нм.
3.5 Расчёт шпоночного соединения
Для проверки работоспособности спроектированной конструкции следует проверить надёжность шпоночного соединения тихоходный вал редуктора - зубчатый венец. Расчёт будет вестись по методике предложенной [6].
Выбранная шпонка: «Шпонка 22 1490 ГОСТ 23360 – 78» (Шпонка призматическая).
Основным расчётом для призматических шпонок является условный расчёт на смятие.
Условие прочности выбранной шпонки на смятие:
где
9585 Нм - вращающий момент (принимается равным грузовому моменту на барабане).
77 мм – диаметр вала, на который посажена шпонка.
90 мм – рабочая длина шпонки.
5,6 мм – глубина врезания шпонки в ступицу.
600 МПа – допускаемое напряжение смятия.
Получим:
490 МПа,
следовательно, неравенство выполняется.
Шпонка выбрана, верно.
Итоги расчёта:
Выбраны:
- редуктор Ц2У – 250.
- гидромотор 223.25.
- барабан диаметр 450 мм.
длина 605 мм.
- диаметр каната 16,5 мм.
4. Расчёт механизма поворота
Расчёт будем вести по методическим указаниям [8].
Задача расчёта:
Спроектировать механизм поворота для поворотной части автомобильного крана.
Исходные данные.
грузоподъёмность (масса груза) 16000 кг.
длина стрелы (при максимальной грузоподъёмности) 9,7м.
вылет (при максимальной грузоподъёмности) 3,75 м.
угловая скорость поворотной части 0,18
масса крюковой подвески 150 кг.
4.1 Вес стрелы
Стрела состоит из трёх секций: 9,7 м.; 15,7 м.; 21,7 м. (выдвижение секций по 6 метров, то есть ход поршней 6 метров). Для расчёта нужно учитывать также и вес двух гидроцилиндров.
Вес стрелы вычисляют из эмпирической зависимости:
, (3.15)
где 0,066 – коэффициент веса стрелы (мал потому, что стрела при подъёме груза расположена наклонно).
15,8410 - грузоподъёмная сила.
3,75.- вылет.
0,06615,84103,753,9210
Плечо силы тяжести стрелы = 1,75м. (взято из геометрических соотношений между: длиной стрелы, точкой подвеса стрелы и вылетом груза).
4.2 Момент сопротивления повороту поворотной части в период пуска:
, (3.16)
где - момент сил трения;
- момент динамический.
Момент сил трения:
0,5 , (3.17)
где =0,015 – приведенный коэффициент трения в подшипниках;
реакция упорного подшипника:
, (3.18)
3,9210 - вес стрелы.
9,81 , (3.19)
1300 кг – масса поворотной платформы (принята конструктивно с запасом).
Подставив в (3.19) , получим:
13009,81=1,310.
Подставим в (3.18) , получим:
(15,84+3,924+1,3)10=21,110.
Упорный подшипник выбирается по статической грузоподъёмности из условия . Этому условию удовлетворяет подшипник шариковый упорный 8314 . Его внутренний диаметр [7. стр. 20] d = 70 мм; d = 70.2 мм; наружный диаметр D=125 мм; высота h=40 мм; статическая грузоподъёмность С= 2910.
Расстояние между радиальными подшипниками равным 0,7 м.
Момент, изгибающий колонну:
М=3,75F+1,75F-0,75F , (3.20)
М= ( 3,7515,84+1,753,92+0,751,3 )10=65,310.
Напряжение изгиба самой колонны
=МW [] = /(nk) , (3.21)
где n = 1,4 – коэффициент запаса прочности;
k=1,3 – коэффициент безопасности;
= 31410Па – предел текучести (Сталь 35 ГОСТ 8731-72) (нормализация).
W=nkМ/ , (3.22)
W= 1,41,365,310/31410=37,810 м.
Реакции радиальных подшипников
F=M/0,7, (3.23)
F=65,310/0,7=93,310.
В качестве подшипников выберем два подшипника серии 2556 – роликоподшипник с короткими цилиндрическими роликами (ГОСТ 8328 – 57)
С = 18710;
d= 280 мм. – диаметр внутреннего кольца.
D= 500 мм. – диаметр наружного кольца.
Подставим полученные соотношения в формулу для момента сил трения, получим
Т=0,50,015(21,2107010+93,310228010)=4029 .
Динамический момент равен
Т=IЕ , (3.24)
где I – момент инерции поворотной части крана вместе с грузом;
Е – угловое ускорение.
Е = а / , (3.25)
а = 0,15 м/c - минимальное угловое ускорение груза.
Получим Е = 0,15/3,75 = 0,04 .
Момент инерции
I = (1,75+3,75+3,75+0,75) , (3.26)
где = 1,3 – коэффициент, учитывающий инерционность поворотной части;
= 1,05 – коэффициент, учитывающий инерционность механизма
поворота;
= 4000 кг – масса стрелы;
= 150 кг – масса крюковой подвески;
= 16000 кг – масса поднимаемого груза;
= 1300 кг – масса поворотной части;
Подставив, получим
I = 1,31,05(40003,0625+15014,0625+1600014,0625+13000,5625) =
=32,810кгм.
Полученные соотношения подставляются в (3.24):
Т=32,8100,04 = 1,31210 (13120 Нм).
Суммарный момент сопротивления повороту:
Т= 4029+13120 = 17149 Нм.
4.3 Мощность гидромотора в период пуска.
Мощность гидромотора определится по формуле:
P = T/ , (3.27)
где =0,18 . – угловая скорость поворотной части;
- КПД механизма поворота с цилиндрическим редуктором.
, (3.28)
= 0,96 – КПД двухступенчатого цилиндрического редуктора;
= 0,95 – КПД открытой зубчатой передачи;
Подставив, получим:
= 0,960,95= 0,912 ,
отсюда мощность гидромотора в период пуска:
Р = 17149 0,18/0,912 = 3385 Вт. (3,39 кВт.).
Передаточное число редуктора U=48,67 (взято из стандартного ряда передаточных чисел для вертикальных двухступенчатых редукторов).
Выбираем гидромотор 210.20В, нерегулируемый однопоточный, диаметр поршня 20 мм; В – модификация корпуса из алюминиевого сплава; n =1500 об/мин. – частота вращения вала;
Следовательно, угловая скорость вала гидромотора
== 157 .
Номинальный крутящий момент гидромотора
Т=P/=157 Hм.
4.4 Общее передаточное число.
U= , (3.29)
U=157/0,18 = 872
(Механизм поворота содержит: гидромотор, редуктор и открытую зубчатую передачу).
Следовательно:
U=UU , (3.30)
где U- передаточное число открытой зубчатой передачи.
Откуда
U=U/U , (3.31)
U= 872/48,67 = 17,9
4.5 Расчётный крутящий момент на тихоходном валу редуктора в момент пуска
Т= ТU , (3.32)
Т=15748,670,96 = 7336 Нм.
4.6 Расчет процесса пуска
Максимальное время пуска при условии минимального ускорения груза:
t= , (3.33)
t = 0,18/0,04 = 4,5 c. (т.е. t = 1 … 4,5 c.)
Условие пуска:
Т , (3.34)
Имеем:
157 ,
т.е. условие пуска выполняется.
4.7 Расчёт процесса торможения
Целесообразно принять время торможения меньшим или равным времени пуска, т.к. трение в подшипниках и потери в механизме поворота способствуют торможению.
Примем время торможения равным 4с.
Т , (3.35)
где - момент инерции масс на первичном валу. Очень мал и им пренебрегаем.
Получим равенство:
Т10,98 Нм.
Укажем на чертеже механизма поворота техническое требование –
«тормоз отрегулировать на момент 11,5 Нм».
4.8 Расчёт открытой зубчатой передачи
Примем диаметр делительной окружности подвенцовой шестерни
d= 120 мм. (минимальное число зубьев шестерни: Z=17 … 25).
Модуль зубчатого зацепления:
m = d/Z , (3.36)
m = 120/25 – 120/17 = 4.8 … 7.1 мм.
Примем m = 6; тогда Z= 120/6 = 20
Диаметр делительный подвенцовой шестерни:
d= 620 = 120 мм.
Число зубьев зубчатого венца:
Z= ZU= 2017,9 = 358
Диаметр делительной окружности зубчатого венца:
d= mZ = 6358 = 2148 мм.
Межосевое расстояние:
а= (d+d)/2 = (120+2148)/2 = 1134 мм.
Ширина зубчатого венца:
b = a ,
где = 0,1 … 0.4 - коэффициент ширины зубчатых колёс (примем =0,12)
b=0,121134 = 136,1 мм. (примем b = 140 мм.)
5. Расчёт стрелы телескопической
Задача расчёта состоит в определении прогиба стрелы при максимальной её нагрузке.
Условия расчёта:
Расчёт телескопической стрелы и отдельных её элементов производится по максимальным нагрузкам, возникающим при различных случаях нагружения её и различных положениях выдвижных секций.
Расчётная схема.
Телескопическая стрела состоит из основания, средней и верхней секций. Средняя и верхняя секции перемещаются по плитам относительно основания. Максимальная длина каждого гидроцилиндра составляет шесть метров. Длина стрелы в собранном состоянии составляет 9,7 м, при выдвижении средней секции - 15,7 м, при выдвижении верхней секции – 21,7 м.
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11
