РПЗ ТНУ8-05 (ТНУ 08-05), страница 2

принимаем _кол=20мм

Момент инерции колонны:

_кол=0.32Dкол²*_кол=0.32*300²*20=0.576*10⁶мм⁴

Фактический прогиб:

Допустимый прогиб:

Как видно фактический прогиб не превышает допустимый.

2.3 Определение веса металлоконструкции.

Вес стрелы:

Координаты центра тяжести стрелы:

Вес подвижной колонны

2.4 Проверка времени затухания колебаний.

Приведенная масса, кг:

Жесткость:

Период собственных колебаний:

Логарифмический декремент затухания:

Начальная амплитуда:

Время затухания колебаний

2.5 Проверка прочности.

Допускаемое нормальное напряжение:

Допускаемое касательное напряжение, в том числе и для сварных швов:

Расчет в данном случае целесообразно начинать с подвижной колонны, так как в опасном сечении подвижной колонны действует наибольший момент в вертикальной плоскости.

Момент инерции в опасном сечении:

Момент сопротивления изгибу:

Напряжение изгиба:

Условие выполняется.

1. Расчет опорных узлов.

3.1. Расчет подшипников опорных узлов.

Определим силы действующие на корпуса опор:

Расчет подшипников производится на статическую грузоподъемность, т.к. частота вращения стрелы минимальна (n  10мин^-1).

Для верхней опоры выбираем сферический радиально-упорный двухрядный шариковый подшипник.

Данный тип подшипников допускает большие углы перекосов во время работы крана.

Тип подшипника 1310, статическая радиальная грузоподъемность .

Условие пригодности подшипника:

К_не =0.63

Выбранный подшипник проходит по статической грузоподъемности.

Нижняя опора состоит из двух подшипников: упорного и сферического.

Сферический подшипник работает в тех же условиях, что и подшипник верхней опоры. Соответственно принимаем подшипник 1310.

Упорный подшипник выбирается так же из условий статической грузоподъемности. В данном случае также необходимо обеспечить геометрическую совместимость двух подшипников в одном опорном узле.

Тип 8204 Н .

15918Н  22400Н

4. Механизм передвижения.

4.1. Исходные данные

Грузоподъемность

Скорость передвижения м/мин

Коэффициент эквивалентности

Машинное время работы ч

4.2. Схема механизма.

Привод механизма представляет собой электродвигатель со встроенным тормозом, закрытый одноступенчатый редуктор, открытую зубчатую пару, колесо которой является ребордой колеса тележки. Будем использовать механизм передвижения с четырьмя колесами, при этом два сделаем приводными.

4.3 Колеса

Для талей применяют одноребордные колеса с бочкообразным ободом. При точечном начальном контакте для стальных колес предварительный диаметр:

, где — наибольшая нагрузка на колесо.

, где G – вес электротали

Н

Предварительный диаметр колес

мм

принимаем мм

К онтактное напряжение при точечном контакте

, где

– эквивалентная нагрузка,

– коэффициент эквивалентности,

– коэффициент динамичности.

m=0,113 – коэффициент, зависящий от отношения , .

Допускаемое напряжение определяем по формуле

,где

- допускаемое напряжение при наработке N=10⁴ циклов

Наработка колеса

циклов, где

t_ - Машинное время работы, ч; – частота вращения колеса;  = 0.85 – коэффициент, учитывающий уменьшение средней частоты вращения в периоды неустановившихся движений.

циклов.

= 290 Mпа ,

4.4. Сопротивление передвижению.

Сопротивление передвижению при установившейся скорости и ходовых колесах с ребордами без направляющих роликов, Н

, где

=0,15 – (при материале колес – сталь) коэффициент трения качения.

Приведенный коэффициент трения f в подшипниках качения принимаем f=0,01 – шариковый подшипник.

Диаметр подшипников колес d=0,2D=32 мм.

Коэффициент k_р, учитывает трение реборд о рельс. k_р=2,5 – механизм с тележкой.

4.5. Двигатель.

Мощность при установившемся движении, кВт

где = 0,93 – КПД при зубчатом редукторе.

Предварительный выбор мощности двигателя:

Выбираем двигатель со встроенным электромагнитным тормозом 4А63B4/12E2У1,2 с мощностью Р_Н=0,06 кВт, n_дв=450 мин^-1,T_max/T_ном=1,6; Т_max.торм=0,3 Нм;

исполнение IM 3001 . J = 11*10^-4 кг*м²

Требуемое передаточное отношение привода

примем передаточное отношение редуктора i = 22.4

Фактическая скорость = м/мин

Скорость приемлема т.к. не превышает допустимую погрешность на 10%.

Так как двигатель выбираем с учетом ПВ, то специальных расчетов их на нагрев проводить не требуется.

4.6. Определение времени пуска( разгона)

c

Где J_пр.п- приведенный к валу электродвигателя момент инерции при пуске, кгм² (его определение представлено ниже); n_н=n_дв – номинальная частота вращения элетродвигателя (принимаем по каталогу), мин^-1;

Нм - номинальный момент двигателя;

Р_н- номинальная мощность двигателя при ПВ=40%;

t_п.о- относительное время пуска.

Приведенный момент инерции при пуске, кгм²

c – двигатель с короткозамкнутым ротором.

Здесь - кратность максимального момента двигателя, принимаем по каталогу; - загрузка двигателя; Р_ст- статическая мощность установившегося движения (ее определение дано выше).

Среднее ускорение:

м/c²

двигатель проходит, так как ускорение лежит в допустимом пределе 0.2-0.3 м/с²

4.7. Расчет на нагрев.

Так как двигатель выбираем с учетом ПВ, то специальных расчетов их на нагрев проводить не требуется.

4.8. Редуктор.

Наибольший момент на тихоходном валу редуктора:

Номинальный момент двигателя

m – кратность максимального момента двигателя

Примем передаточное отношение открытой передачи

Тогда предаточное отношение закрытой ступени равно

Максимальный момент на тихоходном валу закрытой ступени:

Частота вращения тихоходного вала закрытой ступени:

Расчет закрытой передачи был произведен с помощью ЭВМ. Рассчитан зубчатый цилиндрический двухступенчатый редуктор внешнего зацепления с прямым зубом.

Вращающий момент на тихоходном валу 14.4 Нм

Частота вращения тихоходного вала 50.3 об/мин

Ресурс 8000 час

Режим нагружения 4

Передаточное отношение механизма 8.96

Данные полученные в результате проектного рассчёта редуктора представлены в распечатке:

5. Расчет открытой зубчатой передачи.

Открытая зубчатая передача представляет собой колесо, нарезанное на реборде колеса тележки, и шестерню нарезанную на валу тихоходного вала закрытого редуктора.

Расчет проверочный, поскольку изначально были заданны геометрические параметры зацепления.

Модуль открытой пары не менее 2,5 ( m=3). Число зубьев шестерни минимальное передаточное отношение в ступени . Исходя из этого определяем параметры колеса:

Число зубьев:

5.1. Геометрические параметры зацепления:

Делительный диаметр:

Диаметр вершин зубьев:

Диаметр впадин зубьев:

х — коэффициент смещения ( .

Межосевое расстояние:

Ширина зубчатого венца:

Примем 25мм

где — коэффициент ширины зубчатого венца.

5.2. Проверочный расчет на контурную выносливость.

Выбор материала шестерни и колеса:

для прямозубых передач

— коэффициент нагрузки

— коэффициент динамической нагрузки.

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по линии контакта.

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по линии контакта.

Удовлетворяет условию.

6. Расчет соединений.

6.1. Шлицевое соединение втулки тормоза, с валом электродвигателя.

Пусть колесо выполнено из улучшенной стали 45, соединение должно передавать крутящий момент Т = 7.8Нм.

Определим диаметр вала из расчета на кручение

Д
опускаемые касательные напряжения кручения []_кр принимаем равным 25МПа

([]_кр=25…30МПа).

Следовательно, примем d = 30мм, построенный из конструктивных соображений.

Определим размеры прямобочных шлицев по ГОСТ6033-88. Будем ориентироваться на соединение лёгкой серии. Внутренний диаметр шлицев должен быть больше или близок принятому диаметру вала.

Назначаем соединение 6 15 18 5 (число шлицев z=8, внутренний диаметр d=15мм, наружный диаметр D=18мм, ширина шлица b=5мм, размер фасок с=0,2мм ).

Высота рабочей поверхности шлица h и средний диаметр шлицев d_m:

Д

лина соединения из расчета по напряжениям смятия:

Принимаем допускаемые напряжения смятия []_см=60МПа , соединение неподвижное. Принимаем длину соединения l =30мм.

Длина ступицы для соединения колеса с валом с помощью шлицев l_ст=30мм.

6.2. Расчет болтового соединения крепления барабана.

Соединение воспринимает нагрузку от осевой силы и вращающего момента.