ПЗ-Туркин (814377), страница 5
Текст из файла (страница 5)
= 
, (3.2)
где 
= 0,98 – КПД блока на подшипниках качения;
к = 1 – число обводных блоков.
Получим
= 
= 0,95
3.1.3. Рассчитываем наибольшее натяжение ветви каната, набегающей на барабан при подъёме груза по формуле:
, (3.3)
где 
= 1 – число полиспастов.
Получим
F
= 
3.1.4. Разрывное усилие каната в целом определяется по формуле:
, (3.4)
где 
- минимальный коэффициент использования каната;
- символ, означающий смещение по таблице [3, стр.25] соответствия групп классификации и коэффициентов использования каната и выбора диаметра. (Допускается изменение коэффициента выбора диаметра барабана 
, но не более чем на два шага по группе классификации в большую или меньшую сторону, с соответствующей компенсацией, путём изменения величины на то же число шагов в меньшую или большую сторону), поэтому введём ряд смещений: 
Тогда получим ряд значений: 
Имеем 
Разрывное усилие каната (
), для кратности 
, для основного и добавочных значений получим по формуле (4):
3.1.5. Выбор типа каната
Для автомобильного крана, работающего на открытом воздухе, при наличии пыли и влаги следует выбирать канат типа ЛК – Р 6
19+1 о.с., ГОСТ 2688-80 с малым количеством проволок большого диаметра. Этот канат обладает высокой абразивной и коррозионной износостойкостью.
По найденным значениям 
находим значения диаметров каната 
и маркировочную группу, соответствующую условию прочности каната:
, (3.5)
где 
- разрывное усилие каната в целом (по каталогу).
Имеем следующие значения диаметров каната (в скобках указаны маркировочные группы (МПА) и разрывные усилия (
)):
3.1.6. Минимальный диаметр барабана определяется по формуле
, (3.6)
где - коэффициент выбора диаметра барабана.
По таблице [3, стр.25], для заданной группы классификации механизмов, получают основное значение . При смещении по этой таблице вверх и вниз на два шага, находят значения 
, где
При определении минимального диаметра барабана получим основное значение 
. При смещении по этой таблице вверх и вниз на два шага, имеем: 
По формуле (3.6) получим:
3.1.7. Расчётный диаметр барабана 
, принимают из ряда Ra20.
Имеем 
ГОСТ 3241 – 80 «Канаты стальные. Технические условия» приводит ограничение: «Диаметр шейки барабана должен быть не менее 15 номинальных диаметров каната». Следовательно, отбрасываем барабаны с 
.
3.1.8. Длина барабана с односторонней нарезкой определяется по формуле:
(3.7)
где 
- шаг нарезки; 
- кратность полиспаста; 
- необходимая
длина каната на барабане ( =50м.) (условно).
Получим
Как видно из расчётов, вариант с канатом диаметром 16,5 мм даёт больший диаметр барабана при меньшей его длине.
Ради запаса примем:
диаметр барабана D = 450мм.
длина барабана L = 605 мм.
диаметр каната d = 16.5 мм.
На автомобильных кранах допустима навивка каната на барабан в несколько слоёв, следовательно, запаса каната на выбранном барабане будет достаточно.
3.1.9. Определим угловую скорость барабана по формуле:
, (3.8)
Получим
3.2. Выбор гидромотора
3.2.1. Находим статическую мощность гидромотора по формуле [4]:
, (3.9)
где 
= 
= 0,9 – КПД механизма с цилиндрическим редуктором.
= 0,965 – КПД гидромотора.
Получим 
Вт. (
кВт).
3.2.2. Крутящий момент, создаваемый гидромотором:
, (3.10)
где 
- угловая скорость гидромотора.
,
=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 
= 
Получим
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.
Получим
3.4.3. Тормозной момент, на который регулируют тормоз, определяют по формуле:
, (3.14)
где 
2 – коэффициент запаса торможения.
Получим
=
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 Н
м.
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 14 90 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.
3.6. Расчёт механизма поворота
Задача расчёта:
Спроектировать механизм поворота для поворотной части автомобильного крана. Расчёт производится по методическим указаниям [8].
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.
3.6.1. 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).
15,84 10
- грузоподъёмная сила.
3,75
.- вылет.
Получим
0,066 15,84 10
3,75
3,92 10
Плечо силы тяжести стрелы = 1,75м. (взято из геометрических соотношений между: длиной стрелы, точкой подвеса стрелы и вылетом груза).
3.6.2. 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)
15,84 10 
- грузоподъёмная сила.
3,92 10 - вес стрелы.
9,81, (3.19)
1300 кг – масса поворотной платформы (принята конструктивно с запасом).
Подставив в (3.19), получим:
1300 9,81=1,3 10 .
Подставим в (3.18), получим:
(15,84+3,924+1,3) 10 =21,1 10 .
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
= 29 10 .
Расстояние между радиальными подшипниками равным 0,7 м.
Момент, изгибающий колонну:
М
=3,75F
+1,75F
-0,75F
, (3.20)
Получим
М = ( 3,75 15,84+1,75 3,92+0,75 1,3 ) 10 =65,3 10
.
Напряжение изгиба самой колонны
=М 
W 
[
]
= 
/(n k
) , (3.21)
где n = 1,4 – коэффициент запаса прочности;
k =1,3 – коэффициент безопасности;
=314 10
Па – предел текучести (Сталь 35 ГОСТ 8731-72) (нормализация).
W
=n k М / , (3.22)
Получим
W = 1,4 1,3 65,3 10 /314 10 =37,8 10
м
.
Реакции радиальных подшипников
F
=M /0,7, (3.23)
Получим
F =65,3 10 /0,7=93,3 10 .
В качестве подшипников выберем два подшипника серии 2556 – роликоподшипник с короткими цилиндрическими роликами (ГОСТ 8328 – 57)
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
