Суммарное число циклов контактных напряжений зуба шестерни тихоходной ступени редуктора
Zр = ZT*UT=21,21 *106 *5 = 106,05 *106.
Zо = 125000000 => kt = (106,05/125)=0,85.
По формуле вычислим кэф. долговечности kд = 0,63*0,85 = 0,54. Значения к.п.д, опор барабана и открытой передачи примем равными : б = 0,99; от = 0,97. Расчетный крутящий момент на тихоходном валу редуктора при подъеме номинального груза в период установившегося движения
Тр = Smax zк.б. rб / б от uот = 143189*2*0,45/0,99*0,97*4 = 33550 Н м.
По формуле экв. момент ТР.э. = kд Tр = 0,54 * 33550 = 18120 H м.
Для обеспечения выбранной кинематической схемы удобно использовать редуктор типа ГК, имеющий шестерню на конце тихоходного вала. Однако в нормали ПО «Сибтяжмаш» на редукторы данного типа не приводится номинальных крутящих моментов на тихоходных валах. Определим расчетом данный момент. Предварительно выберем редуктор типоразмера ГК-1000 имеющий передаточное число uр = 15,21; Up.Tp. Разница между uр.тр и uр составляет 3,9%, что допустимо. Мощность, которую можно подводить к редуктору, равна Nр = 293 кВт при легком режиме работы и частоте вращения быстроходного вала nбыстр = 585 об/мин. К.п.д. данного редуктора, по расчетам завода-изготовителя, равен р = 0,94. Допускаемая угловая скорость быстроходного вала редуктора равна w быстр = nбыстр /30 = 3,142*585/30 = 61,26 рад/с. Номинальный крутящий момент на быстроходном валу равен Тбыстр = Nр / w быстр = 293 * 103/ 61,26 = 4783 Н м. Номинальный крутящий момент на тихоходном валу : Тр.н. = Тбыстр uр р = 4783*15,21*0,94 = 68384 Н м, т. е. значительно больше расчетного эквивалентного момента Tэ,. Следовательно, редуктор ГК-1000 соответствует требованиям прочности и кинематике механизма. Редуктор имеет параметры, кроме выше найденных : awc = 1000 мм; dв.быстр. = 110 мм; Zш=13; m=24мм; bш = 350 мм; mр = 3550 кг. Схема сборки редуктора соответствует выбранной кинематической схеме.
Определим основные параметры открытой передачи. Число зубьев венца равно zв = zв uот = 13 *4 = 52. Межосевое расстояние равно аw= m (zв + zш ) = 24 ( 13 + 52) / 2 = 780 мм.
Уточним размеры
D’max = m ( zв + 2 ) = 24(52+2)=1296 мм;
B’з.в. = 0,95bш =0,95*350 = 332 мм;
Lб, L и Lуст. б. возрастут на B’з.в - Bз.в = 332 - 170 = 162 мм;
L’б = 4308 мм; L'уст.б. = 4758 мм; L’=4578мм
Определим фактическую скорость подъема груза и фактический к.п.д. механизма. Передаточное число механизма равное uмех = uр uот uп = 15,21*4*8 = 486,72. Угловая скорость вала двигателя равна w дв = nдв / 30 = 3,142*560/30 = 58,64 рад/с. По формуле Vпод = 58,64*0,45/486,72 = 0,0542 м/с. Данная скорость отличается от заданной на 10 %, что допустимо. К.п.д. муфты на быстроходном валу примем равным м.б = 0,99. К.п.д. всего механизма равен мех = п б от р м.б = 0,96*0,99*0,97*0,94*0.99 = 0,87. Данное значение мало отличается от значения пр = 0,85, принятого выше. Поэтому перерасчет мощности не делаем.
3 Выбор соединительной муфты
Для соединения валов двигателя и редуктора выбираем тип муфты – зубчатая с промежуточным валом. Такая муфта хорошо компенсирует возможные неточности монтажа и может передавать большие крутящие моменты. Диаметры концов : dв.быстр =110 мм, dв.дв = 90 мм. По таблице выбираем типоразмер муфта 2-16000-90-2-110-2У2 ГОСТ 5006 – 83. Данная муфта имеет параметры :
Тм.н = 16000 Н м;
Jм = 1,15 кг м2;
dлев мах= dпр мах = 120 мм mM = 62,5 кг. Расточки в полумуфтах выполняют по заказу.
4 Выбор тормоза
По табличным значениям находим kт = 1,5. Определим максимальное значение к.п.д. механизма ’ на участке кинематической цепи от крюка до тормоза. Оно будет отличаться от значения мех отсутствием сомножителя м.б, а также величиной ’р. В качестве р возьмем максимально возможное значение к.п.д. для двухступенчатого цилиндрического редуктора по табл. ’р = 0,97. Тогда ’ = п б от ’ р = 0,96*0,99*0,97*0,97 = 0,89. По формуле Tст.т = G rб ’ / uмех = 2061922 *0,45*0,89 / 486,72 = 1697 Н м. Расчетный тормозной момент находим по формуле :
Ттр = kт Tст.т = 1,5*1697 = 2546 Н м. Данному значению тормозного момента не соответствует типоразмера тормозов для ПВ = 15 %, поэтому выбираем типоразмер с бОльшим значением тормозного момента : тормоз ТКП-500 конструкции ПО «Сибтяжмаш» с номинальным тормозным моментом 2200 Н м. Тормоз требует выпрямляющего устройства, но зато его надежность не зависит от такого фактора, как качество уплотнений в электрогидравлическом толкателе, в который заливается рабочая жидкость. Данный фактор является определяющим для механизма главного подъема – самого ответственного механизма в проектируемом кране. Поэтому выбираем тормоз конструкции ПО «Сибтяжмаш» с параметрами : Tт.н = 2500 Н м; ПВ = 25 %; Рэл = 12945 Н; Lуст = 222 мм; mтор = 400 кг; Dт.ш = 500 мм; Вк = 200 мм; h як = 4 мм;
Тормоз регулируется на расчетный тормозной момент Ттр.
5 Выбор муфты с тормозным шкивом
Учитывая требуемый диаметр тормозного шкива, ширину колодок и диаметр быстроходного вала редуктора, выбираем муфту, имеющую параметры :
Dт.ш = 500 мм; Вт.ш = 205 мм; dк. мах = 129,5 мм; Jм.т.ш = 3,75 кг м2; m м.т.ш = 122 мм;
Уточнение момента инерции муфт, расположенных на быстроходном валу механизма.
Ранее была выбрана соединительная зубчатая муфта с промежуточным валом, момент инерции которой равен : Jм = 1,15 кг м2.
Половину этой муфты, расположенную ближе к редуктору мы заменили муфтой с тормозящим шкивом. Следовательно, момент инерции муфт на быстроходном валу механизма изменится и будет равен : Jм.быстр = Jм / 2 + Jм.т.ш = 1,15/2 + 3,75 = 4,32 кг м2
6 Расчет металлоконструкции тележки
Расчет швеллеров к которым крепятся колеса
G тележки с грузом 210т.
На каждое колесо действует нагрузка
Р=52,5 т=52500 кг=525000 Н
Сталь 10ХСНД
[σ]=4000кг/см²
-R+P1+P2=0
R=P1+P2
ΣFx=0
Р1-525000-262500-262500-Р2=0
ΣMc=0
-P1*500-262500*1050-262500*1350+P2*2100=0
P2=148077
P1=201923
Mmax=129230.65 Hm=12.923*10^5кг см
Wx=Mmax/[σ]=323см³
Подбираем профиль швеллера по сортаменту
№30
Параметры
H=300мм
b=100мм
d=6.5мм
t=11мм
R=12мм
r=5мм
Ix=5810см^4
Wx=387см^3
ix=12см
Sx=224см^3
Iy=327см^4
Wy=436см^3
iy=2.84см
Zc=2.52см
Проверка
σ max=Mmax/Wy=3339.3кг/см^2
σmax< [σ] выполняется
6 Расчет ограничителя грузоподъемности
Расчет пружины:
3.Задаемся значениями допускаемого напряжения [t] в пределах
400-600МПа, определяют диаметр d проволоки:
d=1.6(kPc/[τ])½=1.6(1.1*2000000*10/500)½=189.1
Берем стандартный диаметр проволоки d=200мм.
3.Опредиляем число рабочих витков
i=λGd/8c³p=2000*8*200/8*10³*2000000=25
7 Расчет штыря и проушины
Расчет штыря на срез:
Принимаем dшт=24мм.
Расчет штыря на изгиб:
т.к. S=0, dшт=2,25dср, dср=dшт/2,25=10,6
dкр=0,6dср=0,6×10,6=6,36мм.
к=
Расчет проушины на растяжение:
Ккр=0,92К=0,83
Расчет проушины в зоне отверстия на смятие:
Ксм=0,83 для подвижных соединений.
8 Механизм передвижения тележки
Выбираем кинематическую схему с центральным приводом. Ее достоинством является отсутствие перекоса колес при работе двигателя и тормоза во время пусков и торможения.
Статические нагрузки на колеса.
Вес номинального груза равен : Gгр = 1569,6 кН.
Вес тележки определяем по соотношению Gт = ( 0,25…0,35 ) Gгр = 0,3* 1569,6 = 470,8 кН.
С учетом коэффициента неравномерности распределения нагрузки на колеса, максимальная статическая нагрузка на одно колесо будет равна :
Pст.max = ( Gгр + Gт ) 1,1 / 8 = 286 кН.
Pст.min= Gт 0,9 / 8 = 54 кН.
Выбор колес.
Используя значение Pст.max, выбираем колесо диаметром D = 710 мм;[Pk.max ] = 320 кН.
Выбор колесных установок.
По диаметру колеса выбираем стандартные колесные установки : - приводную колесную установку К2РП – 710 и не приводную колесную установку К2РН – 710. Имеющие размеры :
D = 710 мм; d =125 мм; dy =130 мм; B =115 мм; mк.у.пр = 548,87 кг; mк.у.непр = 527,48 кг; zреб = 2.
Форма поверхности катания - цилиндрическая. Тип подшипника роликовой радиальный сферический двухрядный с симметричными роликами.
Выбор подтележечного рельса.
Выбираем рельс КР – 100, ГОСТ 4121 – 76 с выпуклой головкой. Значение b = 100 мм. Проверим соотношение ширины дорожки катания колеса В и головки рельса b : В – b = 115 – 100 = 15 ( соответствует норме 15…20 – для колес двухребордных, тележечных ).
Другие параметры рельса : R = 450 мм, bосн = 150 мм, y = 7,6 см, F = 113,32 см2, Jx = 2864,73 см4; mпог = 88,96 кг, материал : Сталь М62.
Сопротивление передвижению тележки.
Определяем значение сопротивления, создаваемое трением. По табличным значениям определяем :0,80, f = 0,015.
При гибком токопроводе тележки kдоп = 2,0.
Wтр = ( Gтр + Gт ) (2 + f*dy) kдоп / D = 2080 (2*0,8 + 0,015*130 ) 2 / 710 = 20,8 кН.
Сопротивление создаваемое уклоном = 0,002.
Wy = (Gт +Gгр ) =0,002 *2080 = 4,16 кН.
Сопротивление создаваемое силами тележки :
1,25 ( т.к. скорость тележки меньше 1 м/с ).
mпост = mт + mп = 48 – 8,57 = 39,43.
[a] = 0,1 м/с2 ( Рекомендуемое значение ).
Wин = mпост*а = 1,25 * 39,43 * 0,05 = 2,46 кН.
Сопротивление от раскачивания подвески :
Wгиб = ( 160 + 8,57 ) 0,05 = 8,428 кН.
Учитывая, что кран работает в помещении :
W = 20,8 + 4,16 + 2,46 + 8,42 = 35,84 кН.
Выбор двигателя.
Предварительное значение к.п.д. механизма примем пред = 0,85.
Из табличных значений = 1,6 – кратность средне пускового момента двигателя по отклонению к номинальному.
Страницы: 1, 2, 3, 4
