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:

1.Задаемся значением с= =812 и определяем по диаграмме, изображенной на рис.875 ( П.И.Орлов ”Основы конструирования”), или по ф-ле

2.Задаемся средним диаметром D=50мм.

3.Задаемся значениями допускаемого напряжения [] 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=2,25ср, ср=dшт/2,25=10,6

кр=0,6ср=0,610,6=6,36мм.

Расчет стержня на гибкость:

к=

D2=96, k=0,9

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.

N = W * V / пред *  = 35,84 * 0,3833 / 0,85 * 1,6 = 10,1 кВт.

Выбираем двигатель : МТF – 211- 6 ( Nдв = 20,5 кВт ), ПВ = 15 %, nдв = 895 об/мин, mдв = 120 кг.

Выбор передачи.

Частота вращения колес nк = V / D = 23/ 3,1415*710 = 10,31 об/мин,

- где V – скорость передвижения тележки.

Требуемое передаточное число механизма равно u = nдв / nк = 895 / 10,31 = 84,81. Выбираем тип редуктора ВКУ – 965М, с передаточным числом, равным 85,39. Вертикальный крановый редуктор модернизированный.

Определяем эквивалентный момент на тихоходном валу редуктора Тр.э..

Для режима работы 3М, класс нагружения В1 и класс использования А4.

К = 0,25; КQ= 0,63; tмаш = 12500 ч.

Частота вращения тихоходного вала редуктора равна 10,31 об/мин.

Число циклов нагружения на тихоходном валу редуктора по формуле:

ZT = 30*nT*tмаш = 30*10,31*12500 = 3,86 * 106

Передаточное число тихоходной ступени uT = 5.

Суммарное число циклов контактных напряжений зуба шестерни тихоходной ступени.

Zp = ZT * uT = 3,86*106*5 = 19,3*106

Базовое число циклов контактных напряжений Z0 = 125*106

Коэффициент срока службы.

Кt = 3√(Zp/Z0) = 3√(19,3*106)/(125*106) = 0,536

Kд = КQ*Кt = 0,63*0,536 = 0,337

Принимаю Kд = 0,63

Определяем расчетный крутящий момент Тр на тихоходном валу редуктора.

Ориентировочно ВКУ – 965М.

up = 80.

(84,81 – 80)/84,81 = 5,67 % - значеня передаточных чисел расходятся на допустимую величину.

КПД редуктора по данным завода изготовителя.

ηр = 0,94

ωдв = π*nдв/30 = 3,14*895/30 = 93,67 рад/с.

Тдв н = Nдв/ ωдв = 20,5*103/93,67 = 218,85 Нм

Примем Ψп макс = 2

Тдв макс = Тдв н * Ψп макс = 437,7 Нм

Примем Тдв макс = 440 Нм

Тр = Тдв макс * Up* ηр = 440*80*0,94 = 33088 Нм

Расчетный эквивалентный момент

Тр э = Тр* Kд = 0,63*33088 = 20845,44 Нм.

Редуктор ВКУ – 610М имеет Тн = 19750 – 27200 Нм, следовательно нам подходит. Схема сборки редуктора 13 или 23 – в зависимости от того, где он расположен. Условное обозначение ВКУ – 965М – 65 – 23 – 42 ТУ 24.013673 - 79

awc = 965 мм; dв быстр = 65 мм; dв тих = 125 мм; mp = 1500 кг.

Определение фактической скорости и КПД механизма

Vпредв тел = ωдв*rш/uмех = 93,67*0,315/80 = 0,368 м/с

Отличие от заданной скорости 4 % - что допустимо.

КПД одной зубчатой муфты ηм = 0,99

ηмех = 0,99*0,94*0,99 = 0,92

Выбор муфт

Для быстроходного вала – зубчатая муфта 2-4000-40-2-65-2-2У2 ГОСТ 5006 – 83.

dдв = 40 мм; dред быстр = 65 мм.

Для тихоходного вала – зубчатая муфта 2 - 25000 -125-1-125-1-2У2 ГОСТ 5006 –83

Параметры муфты на быстроходном валу:

Тм н = 4000 Нм; Jм = 0,06 кгм2; dлев =40 мм, dправ = 65 мм; mм = 15,2 кг.

Параметры муфты на тихоходном валу:

Тм н = 25000 Нм; Jм = 2,25 кгм2; dлев = dправ = 125 мм; mм = 100 кг.

Выбор тормоза

Wу о = α*Gт = 0,002*420 = 0,82 kH

Wтр о = GT*(2*μ+ƒ*dц)*Ктрол /D = 420*(2*1+0,015*130)*1/710 = 1,15 кН

Wин.0 = *mт*a = 1,25*42*0,05 = 2,625

Крутящие моменты, приведенные к первому валу механизма:

Ту о = Wу о *rk*ηк-т/uмех = 0,82*103*0,4*0,92/80 = 3,772 Нм