Кран мостовой общего назначения грузоподъемностью 32/5 т

Размещено на http://www.allbest.ru/

Кран мостовой общего назначения грузоподъемностью 32/5 т



Введение

Мостовые краны широко используются на транспортных терминалах, в промышленности и строительстве.

В выпускной квалификационной работе (ВКР) в соответствии с заданием выполнены расчёты и разработаны чертежи мостового крана общего назначения грузоподъёмностью 32 пролётом 16,5 м и некоторых его сборочных единиц.

В разделе 2 выполнены расчёты, необходимые для определения параметров, составления общей компоновки и разработки сборочного чертежа грузовой тележки.

В разделе 3 выполнены расчёты и определены параметры двухступенчатого цилиндрического редуктора главного механизма подъема.

В разделе 4 выполнены расчёты и определены параметры металлических конструкций крана, необходимые для разработки сборочного чертежа крана. В разделе 5 выполнен обзор назначения и общих характеристик устройств и приборов безопасности, которые должны быть установлены на козловом кране.

В разделе 6 рассмотрены основные операции, выполняемые в процессе технических обслуживаний козловых кранов. В разделе 7 выполнены расчёты календарного планирования технических обслуживаний и ремонтов группы кранов. По результатам расчётов составлен годовой план-график. Определены трудоёмкость и необходимая численность рабочих, для обеспечения технических обслуживаний и ремонтов. Подсчитаны годовые затраты на производство технических обслуживаний и ремонтов группы кранов. В процессе выполнения ВКР использована техническая литература и методические разработки [1, 2, 3, 4, 5, 6] и нормативные документы [7, 8]. Материалы ВКР могут быть использованы при проектировании мостовых кранов общего назначения.



1. Назначение и технические характеристики крана

1.1 Назначение крана

мостовой кран груз

Подъемный кран представляет собой грузоподъемную машину циклического действия, предназначенную для подъема и перемещения груза, удерживаемого грузозахватным устройством (крюк, грейфер).

Технические характеристики:

1) Грузоподъемность:

- - главного подъема, Q_Г = 32 т;

- вспомогательного подъема, Q_В = 5 т.

2) Высота подъема, Н = 12,5 м.

3) Пролет, L = 16,5 м.

4) Группа режима крана, А4.

5) Режим нагружения, Q2.

6) Скорость передвижения:

- крана, V_К = 0,7 м/с (42 м/мин);

- тележки, V_Т = 0,63 м/с (37,8 м/мин).

7) Размещение, открытый воздух.

8) -Механизм главного подъема:

- скорость подъема, V_ГП = 0,3 м/с (18 м/мин);

- группа режима, М4;

- режим нагружения, L2.

9) -Механизм вспомогательного подъема:

- скорость подъема, V_ВП = 0,16 м/с (9,6 м/мин);

- группа режима, М2;

- режим нагружения, L1.

10) -Механизм передвижения тележки:

- группа режима, М3;

- режим нагружения, L1.

11) -Механизм передвижения тележки:

- группа режима, М3;

- режим нагружения, L1.



2. Грузовая тележка

2.1 Механизм подъема

2.1.1 Параметры главного механизма подъёма

Принимаем кратность грузового полиспаста u_П = 4, КПД полиспаста з_П = 0,96 [1, табл. 1.1]

Число канатов, навиваемых на барабан z_КБ = 2.

Число блоков крюковой подвески z_БЛ = u_П = 4.

Параметры крюковой подвески [1, табл. ПА.1]:

- грузоподъёмность 32 т;

- число блоков z_БЛ = 4;

- группа режима работы М4;

- диаметр каната d_К = 18 … 23 мм;

- диаметр блока по дну канавки d_П = D = 610 мм;

- масса подвески m_П = 687 кг.

Статическое усилие в одной ветви каната полиспаста от сил тяжести груза и крюковой подвески

S = (Q + m_П)g / (z_КБu_Пз_П) = (32 + 0,687) • 9,8 / (2 • 4 • 0,96) = 41,7 кН,

где g = 9,8 м/с² - ускорение свободного падения.

Принимаем привод механизма подъёма с электродвигателем с фазным ротором.

Коэффициент, учитывающий динамику разгона привода, б_ПР = 0,6 [1].

Коэффициент использования канатов для группы режима работы М4, Z_Р = 4 [1, табл. 1.2].

Динамический коэффициент предварительно



К_Д = 1 + б_ПРV_ГП = 1 + 0,6 • 0,3 • = 1,36.

Максимальное усилие в одной ветви каната при подъёме груза

S_МАХ = SК_Д = 41,7 • 1,36 = 56,7 кН.

Разрывное усилие каната

F₀ = S_МАХZ_P = 56,7 • 4 = 226,8 кН.

Характеристика стального каната [1, табл. ПБ.1]:

- тип ЛК-Р, маркировочной группы 1666 МПа, ГОСТ 2688-80;

- диаметром d_K =21 мм;

- разрывное усилие, F₀ = 236 кН;

- площадь сечения каната, А_K = 167,03 мм².

Уточнённое значение динамического коэффициента

К_Д = ,

где Е_К = 1,2 • 10¹¹ - модуль упругости каната, Па.

Уточнённое максимальное усилие в одной ветви каната при подъёме груза

S_МАХ = SК_Д = 41,7 • 1,35 = 56,6 кН.

Фактический запас прочности каната

Z_PФ = F₀ / S_МАХ = 236 / 56,6 = 4,2; Z_PФ = 4,2 > Z_P = 4.



Фактический запас прочности равен нормативному значению коэффициента использования каната. Долговечность каната обеспечена.

Принимаем коэффициенты выбора диаметров барабана h₁ = 16; блока полиспаста h₂ = 18; уравнительного блока h₃ = 14 [1, табл. 1.2].

Минимальный диаметр барабана по дну канавки винтовой нарезки

d_Б = d_Kh₁ = 21 • 16 = 336 мм.

Принимаем диаметр барабана по дну канавки из рекомендуемого ряда d_Б = 450 мм.

Минимальный диаметр по дну канавки блоков полиспаста и уравнительного блока соответственно:

d_БЛ = d_Kh₂ = 21 • 18 = 378 мм;

d_БУ = d_Kh₃ = 21 • 14 = 294 мм.

Размеры верхних блоков полиспаста [1, табл. ПВ.1]:

- диаметр по дну канавки d_БЛ = 378 мм;

- наружный диаметр D_БЛ = D = 450 мм;

- ширина блока b_БЛ = H = 60 мм.

- диаметр уравнительного блока по дну канавки d_БУ = 378 мм;

- наружный диаметр D_У = D = 450 мм;

- ширина блока b_У = H = 60 мм.

Расчетный диаметр барабана

D_Б = d_Б + d_K = 450 + 21 = 481 мм.

Шаг нарезки канавок на барабане

t = d_K + 2,5 мм = 21 + 2,5 = 23,5 мм.



Рабочая длина каната, навиваемого на один нарезанный участок,

L_КР = Hu_П = 12,5 • 4 = 50 м.

Число рабочих витков нарезки барабана

z_P = L_КР / (рD_Б) = 50 • 10³ / (3,14 • 481) = 33.

Число неприкосновенных витков по нормам z_Н = 1,5 [1].

Число витков для крепления конца каната на барабане z_КР = 3 [1].

Длина гладкого концевого участка

l_К = 4d_K = 4•21 = 84 мм.

Принимаем l_К = 85 мм.

Длина нарезанной части

l_H = t(z_P + z_H + z_KP) = 23,5 • (33 + 1,5 + 3) = 881 мм.

Длина центральной части

l₀ = b_БЛ(z_БЛ - 1) = 60 • (4 - 1) = 180 мм .



Длина барабана

L_Б = 2l_H + l₀ + 2l_K = 2 • 881 + 180 + 2 • 85 = 2112,5 мм.

Рекомендуемая максимальная длина барабана

L_Б ? 5D_Б = 5 • 481 = 2405 мм.

Принятая длина барабана меньше максимальной рекомендуемой.

Крутящий момент на барабане

Т_Б = Sz_КБD_Б / 2 = 41,7 • 2 • 481 / (2 • 1000) = 20 кН•м.

Угловая скорость вращения барабана

щ_Б = 2V_ГПu_П / D_Б = 2 • 0,3 • 4 / 0,481 = 5 с^-1.

Частота вращения барабана

n_Б = 30щ_Б/3,14 = 30 • 5 / 3,14 = 47,8 об/мин.

Принимаем коэффициент полезного действия привода з = 0,85.

Статическая мощность привода

Р_СТ = (Q + m_П)gV_ГП / з = (32 + 0,687) • 9,8 • 0,3 / 0,85 = 113 кВт.

Расчётная мощность электродвигателя



Р_ДВР = 0,75Р_СТ = 0,75 • 113 = 85 кВт.

Заданная продолжительность включения механизма передвижения ПВ_Ф соответствует табличному значению ПВ 40 %.

Характеристики электродвигателя [1, табл. ПГ.1]:

- модель, 4МТН 280L8;

- мощность, Р_ДВ = 90 кВт;

- частота вращения ротора, n_ДВ = 725 об/мин;

- момент инерции ротора, J_ДВ = 4,8 кг•м²;

- кратность пускового момента, К = 3,5;

- масса, m_ДВ = 980 кг.

Требуемое передаточное число редуктора

u_PТ = n_ДВ/n_Б = 725 / 47,8 = 15,2.

Нами спроектирован редуктор, параметры которого приведены в разделе 3

Требуемый тормозной момент тормоза

Т_ТТ = Т_БК_Тз_Р / u_P = 20 • 1,5 • 0,9 • 1000 / 16 = 1688 Н•м,

где К_Т = 1,5 - коэффициент запаса торможения тормоза [1];

з_Р = 0,9 - КПД редуктора (см.п.3).

Тормоз [1, табл. ПЖ.1]:

- ТКГ-500;

- максимальный тормозной момент Т_Т = 2500 Н•м;

- диаметр тормозного шкива D_Ш = 500 мм;

- ширина тормозного шкива В_Ш = 205 мм;

- масса m_Т = 171 кг;

- масса шкива m_Ш = 75 кг

Зубчатая муфта [1, табл. ПК.1]:

- модель, МЗП-3;

- крутящий момент, Т_М = 3150 Н•м;

- диаметр полумуфты, d₁ = d = 90мм.

Диаметры концов валов: электродвигателя d_в.дв = 90 мм; быстроходного вала d_{в.быстр} = 71 мм. Расточки в полумуфтах выполняют по заказу.

2.1.2 Параметры вспомогательного механизма подъёма

Принимаем кратность грузового полиспаста u_П = 2, КПД полиспаста з_П = 0,99 [1, табл. 1.1]

Число канатов, навиваемых на барабан z_КБ = 2.

Число блоков крюковой подвески z_БЛ = u_П = 2.

Параметры крюковой подвески [1, табл. ПА.1]:

- грузоподъёмность 10 т;

- число блоков z_БЛ = 2;

- группа режима работы М2;

- диаметр каната d_К = 14 … 17 мм;

- диаметр блока по дну канавки d_П = D = 406 мм;

- масса подвески m_П = 129 кг.

Статическое усилие в одной ветви каната полиспаста от сил тяжести груза и крюковой подвески

S = (Q + m_П)g / (z_КБu_Пз_П) = (5 + 0,129) • 9,8 / (2 • 2 • 0,99) = 12,7 кН,

где g = 9,8 м/с² - ускорение свободного падения.

Принимаем привод механизма подъёма с электродвигателем с фазным ротором.

Коэффициент, учитывающий динамику разгона привода, б_ПР = 0,6 [1].

Коэффициент использования канатов для группы режима работы М2, Z_Р = 3,35 [1, табл. 1.2].

Динамический коэффициент предварительно



К_Д = 1 + б_ПРV_ВПvZ_Р = 1 + 0,6 • 0,16 • v3,35 = 1,2.

Максимальное усилие в одной ветви каната при подъёме груза

S_МАХ = SК_Д = 12,7 • 1,2 = 15,2 кН.

Разрывное усилие каната

F₀ = S_МАХZ_P = 15,2 • 3,35 = 51 кН.

Характеристика стального каната [1, табл. ПБ.1]:

- тип ЛК-Р, маркировочной группы 1666 МПа, ГОСТ 2688-80;

- диаметром d_K =14 мм;

- разрывное усилие, F₀ = 105 кН;

- площадь сечения каната, А_K = 74,40 мм².

Уточнённое значение динамического коэффициента

К_Д = ,

где Е_К = 1,2 • 10¹¹ - модуль упругости каната, Па.

Уточнённое максимальное усилие в одной ветви каната при подъёме груза

S_МАХ = SК_Д = 12,7 • 1,6 = 20,3 кН.

Фактический запас прочности каната



Z_PФ = F₀ / S_МАХ = 105 / 20,3 = 5;

Z_PФ = 5 > Z_P = 3,35.

Фактический запас прочности больше нормативному значению коэффициента использования каната. Долговечность каната обеспечена.

Принимаем коэффициенты выбора диаметров барабана h₁ = 12,5; блока полиспаста h₂ = 14; уравнительного блока h₃ = 12,5 [1, табл. 1.2].

Минимальный диаметр барабана по дну канавки винтовой нарезки

d_Б = d_Kh₁ = 14 • 12,5 = 175 мм.

Принимаем диаметр барабана по дну канавки из рекомендуемого ряда d_Б = 250 мм.

Минимальный диаметр по дну канавки блоков полиспаста и уравнительного блока соответственно:

d_БЛ = d_Kh₂ = 14 • 14 = 196 мм;

d_БУ = d_Kh₃ = 14 • 12,5 = 175 мм.

Размеры уравнительного блока полиспаста [1, табл. ПВ.1]:

- диаметр уравнительного блока по дну канавки d_БУ = 264 мм;

- наружный диаметр D_У = D = 320 мм;

- ширина блока b_У = H = 42 мм.

Расчетный диаметр барабана

D_Б = d_Б + d_K = 250 + 14 = 264 мм.

Шаг нарезки канавок на барабане

t = d_K + 2,5 мм = 14 + 2,5 = 16,5 мм.

Рабочая длина каната, навиваемого на один нарезанный участок,

L_КР = Hu_П = 12,5 • 2 = 25 м.

Число рабочих витков нарезки барабана

z_P = L_КР / (рD_Б) = 25 • 10³ / (3,14 • 264) = 30.



Число неприкосновенных витков по нормам z_Н = 1,5 [1].

Число витков для крепления конца каната на барабане z_КР = 3 [1].

Рисунок 2.2 - Эскиз барабана

Длина гладкого концевого участка

l_К = 4d_K = 4•14 = 56 мм,

принимаем l_К = 55 мм.

Длина нарезанной части

l_H = t(z_P + z_H + z_KP) = 16,5 • (30 + 1,5 + 3) = 570 мм.

Длина центральной части

l₀ = b_БЛ(z_БЛ - 1) = 42 • (2 - 1) = 42 мм .

Длина барабана

L_Б = 2l_H + l₀ + 2l_K = 2 • 570 + 42 + 2 • 55 = 1292 мм.

Рекомендуемая максимально допустимая длина барабана

L_Б ? 5D_Б = 5 • 264 = 1320 мм.

Принятая длина барабана меньше максимальной рекомендуемой.

Крутящий момент на барабане

Т_Б = Sz_КБD_Б / 2 = 12,7 • 2 • 264 / (2 • 1000) = 3,6 кН•м.

Угловая скорость вращения барабана

щ_Б = 2V_ВПu_П / D_Б = 2 • 0,16 • 2 / 0,264 = 2,4 с^-1.

Частота вращения барабана

n_Б = 30щ_Б/3,14 = 30 • 2,4 / 3,14 = 23 об/мин.



Принимаем коэффициент полезного действия привода з = 0,85.

Статическая мощность привода

Р_СТ = (Q + m_П)gV_ВП / з = (5 + 0,129) • 9,8 • 0,16 / 0,85 = 9,5 кВт.

Расчётная мощность электродвигателя

Р_ДВР = 0,75Р_СТ = 0,75 • 9,5 = 7 кВт.

Заданная продолжительность включения механизма передвижения ПВ_Ф соответствует табличному значению ПВ 40 %.

Характеристики электродвигателя [1, табл. ПГ.1]:

- модель, МТН 311-8;

- мощность, Р_ДВ = 7,5 кВт;

- частота вращения ротора, n_ДВ = 700 об/мин;

- момент инерции ротора, J_ДВ = 0,302 кг•м²;

- кратность пускового момента, К = 2,8;

- масса, m_ДВ = 220 кг.

Требуемое передаточное число редуктора

u_PТ = n_ДВ/n_Б = 700 / 23 = 30.

Характеристики редуктора:

- модель, Ц2У-315НМ;

- номинальный крутящий момент на тихоходном валу Т_Р = 7,9 кН•м;

- передаточное число u_P = 31,5;

- масса редуктора m_Р = 510 кг.

Суммарное межосевое расстояние

а = а_WБ + а_WТ = 200 + 315 = 515 мм.

Отличие номинального передаточного числа редуктора от требуемого

(u_P - u_PТ) / u_PТ = (31,5 - 30) / 30 = 0,05.

Номинальное передаточное число редуктора отличается от требуемого на 5 %, что соответствует установленным требованиям (отличие не более чем на 15 %).

Требуемый тормозной момент тормоза



Т_ТТ = Т_БК_Тз_Р / u_P = 3,6 • 1,5 • 0,95 • 1000 / 31,5 = 163 Н•м,

где К_Т = 1,5 - коэффициент запаса торможения тормоза [1];

з_Р = 0,95 - КПД редуктора [1].

Тормоз [1, табл. ПЖ.1]:

- ТКГ-200;

- максимальный тормозной момент Т_Т = 300 Н•м;

- диаметр тормозного шкива D_Ш = 200 мм;

- ширина тормозного шкива В_Ш = 95 мм;

- масса тормоза m_Т = 42

- габаритный размер от оси вращения тормозного шкива L₁ = 205 мм.

Условие возможности размещения барабана и тормоза

а = 515 мм > L₁ + 0,5D_Б = 205 + 0,5 • 250 = 330 мм.

Условие выполняется.

Тормозного шкива [1, табл. ПИ.1]:

- диаметр, D_Ш = 200 мм;

- масса тормозного шкива m_Ш = 9,2 кг.

Зубчатая муфта [1, табл. ПК.1]:

- модель, МЗП-1;

- крутящий момент, Т_М = 710 Н•м;

- диаметр полумуфты, d₁ = d = 60мм.

Диаметры концов валов: электродвигателя d_в.дв = 50 мм; быстроходного вала d_{в.быстр} = 50 мм. Расточки в полумуфтах выполняют по заказу.

2.2 Параметры механизма передвижения

Коэффициент массы тележки, учитывающий режим работы для группы М3, принимаем К_РЕЖ = 0,25.

Масса тележки m_T = К_РЕЖQ = 0,25 • 32 = 8 т.

Принимаем распределение давления на колёса тележки неравномерным с коэффициентом неравномерности распределения нагрузок К_Н = 1,15.

Максимальная статическая нагрузка на одно колесо с учётом неравномерности распределения давлений

N_MAX = К_Н(Q + m_П + m_T)g / 4 = 1,15 • (32 + 0,687 + 8) • 9,8 / 4 = 114,6 кН.

Принимаем диаметр колеса D_K = 400 мм, рельс Р43, ширина головки рельса В_Р = 70 мм, радиус кривизны головки рельса R = 300 мм [1, табл.1.3].

Для установки колёс на раму тележки применяем типовую конструкцию. Параметры установки колеса принимаем по табл. ПЛ.1 приложение Л [1] для принятого диаметра D_K = 400 мм, диаметр выходного вала колеса d = 60 мм, ширина дорожки качения колеса В₁ = 80 мм > В_Р = 70 мм, вал колеса устанавливается на двухрядные роликовые сферические подшипники по диаметру d₁ = 80 мм.

Принимаем диаметр цапфы вала под подшипником d_Ц = d₁ = 80 мм.

Колёса двухребордные, форма поверхности катания - цилиндрическая.

Тип подшипника - роликовый двухрядный сферический.

Приведённый коэффициент трения подшипников f = 0,015.

Коэффициент трения качения колеса по рельсу при D_K > 320 мм м = 0,6 мм.

Принимаем коэффициент, учитывающий трение реборд и сопротивление гибкого токоподвода, k_Р = 2.

Сопротивление качению от сил трения при движении тележки с грузом

W_К = g(Q + m_T)(2м + fd_Ц)k_P / D_K =

= 9,8•(32 + 8) • (2 • 0,6 + 0,015 • 80) • 2 / 400 = 4,7 кН.

Принимаем уклон рельсового пути тележки б = 0,002 [1].

Сопротивление, создаваемое уклоном при движении тележки с грузом,

W_У = б(Q + m_T)g = 0,002 • (32 + 8) • 9,8 = 0,8 кН.

Принимаем динамическое давление ветра рабочего состояния q = 250 Па [1].

Принимаем коэффициент, учитывающий высоту расположения объекта, для высоты 12,5 м k_Н = 1 [1, табл.1.4].

Принимаем аэродинамический коэффициент: для груза с_Г = 1,2; для тележки с_Т = 1,5 [1].

Ветровое давление на груз и тележку соответственно

р_Г = qk_Нс_Г = 250 • 1 • 1,2 = 300 Па;

р_Т = qk_Нс_Т = 250 • 1 • 1,5 = 375 Па.

Принимаем наветренную площадь груза А_Г = 20 м² [1, табл.1.5].

Наветренная площадь тележки при высоте редуктора Н_Р = 0,5 м

А_Т = 1,2L_БН_Р = 1,2 • 2,112 • 0,5 = 1,27 м².

Сопротивление передвижению тележки с номинальным грузом от ветра рабочего состояния

W_В = p_TA_T + р_ГА_Г = 375 • 1,27 + 300 • 20 = 6476 Н = 6,5 кН.

Статическое сопротивление передвижению тележки с грузом

W = W_К + W_У + W_В = 4,7 + 0,8 + 6,5 = 12 кН.

Принимаем КПД привода механизма передвижения тележки з_Т = 0,85.

Расчётная статическая мощность электродвигателя

Р_ДВР = WV_Т/з_Т = 12 • 0,63 / 0,85 = 8,9 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя

Р_ДВ = 0,75 • Р_ДВР = 0,75 • 8,9 = 6,7 кВт.

Принимаем асинхронный электродвигатель с фазным ротором МТН 311-8.

Характеристики электродвигателя:

- номинальная мощность Р_ДВ = 7,5 кВт;

- частота вращения ротора n_ДВ = 700 об/мин;

- момент инерции ротора J_ДВ = 0,302 кг•м²;

- кратность пускового момента К_ПУСК = 2,8;

- масса m_ДВ = 220 кг.

Требуемый крутящий момент на выходном (тихоходном) валу редуктора

Т_РТ = WD_K/2 = 12 • 400 / 2 = 2400 кН•мм = 2400 Н•м.

Угловая скорость вращения колеса

щ_К = 2V_Т / D_K = 2 • 0,63 / 0,4 = 3,15 с^-1.

Частота вращения колеса

n_K = 30щ_К / р = 30 • 3,15 / 3,14 = 30 об/мин.

Требуемое передаточное число редуктора

u_T = n_ДВ / n_K = 700 / 30 = 23,3.

Характеристики редуктора [1, табл.ПЕ.1]:

- модель, 5Ц3вк-200;

- крутящий момент на тихоходном валу при ПВ 25 %, Т_Р = 4800 Н•м;

- передаточное число, u_P = 25.

Отличие номинального передаточного числа редуктора от требуемого

(u_P - u_PТ) / u_PТ = (25 - 23,3) / 23,3 = 0,07.

Номинальное передаточное число редуктора отличается от требуемого на 7 %, что соответствует установленным требованиям (отличие не более чем на 15 %).

Требуемое усилие торможения при движении тележки с грузом по ветру в сторону уклона

W_ТТ = W_У + W_В - W_К/k_P = 0,8 + 6,5 - 4,7 / 2 = 1,3 кН.

Принимаем КПД механизма передвижения з_ПР = 0,85.

Требуемый момент тормоза механизма передвижения

Т_ТТ = W_ТТD_Kз_ПР / (2u_Р) = 1,3 • 400 • 0,85 / (2 • 25) = 8,8 кН•мм = 8,8 Н•м.

Характеристики тормоза ТКГ-160 [2. табл.ПЖ.1]:

- максимальный тормозной момент Т_Т =100 Н•м;

- диаметр тормозного шкива D_Ш = 160 мм;

- ширина тормозного шкива В_Ш = 75 мм.

Принимаем типовую конструкцию тормозного шкива по рис. ПИ.1 приложения И с размерами по табл. ПИ.1, соответствующими диаметру D = 160 мм и массой m_ш = 4,3 кг.

Параметры зубчатых муфт для соединения валов приводных колёс определяются требуемым крутящим моментом на валах приводных колёс

Т_М ? Т_РТ / 2 = 2400 / 2 = 1200 Н•м.

По табл. ПК.1 приложения К принимаем муфты МЗП-2. Номинальный крутящий момент, передаваемый муфтой Т_М = 1400 Н•м > Т_РТ = 1200 Н•м.

Максимальный допустимый диаметр отверстия полумуфты для посадки на вал колеса d₁ ? 70 мм. Диаметр выходного конца вала колеса d =60 мм. Соединение возможно.

2.3 Проверочные расчеты

2.3.1 Главного механизма подъема

2.3.1.1 Проверка двигателя на время разгона

Поступательно движущиеся массы

m_ПОСТ = Q + m_П = 32000 + 687 = 32687 кг.

Момент инерции поступательно движущихся масс, приведённый к ротору электродвигателя,

J_ПОСТ = кг?м².

Момент инерции тормозного шкива

J_Ш = 0,6m_ШD_Ш² / 4 = 0,6 • 75 • 0,4² / 4 = 1,8 кг•м².

Момент инерции зубчатой муфты

J_М = (GD²)/4 = 0,86 / 4 = 0,22 кг•м².

Момент инерции всех масс привода, приведённый к ротору двигателя,

J_МЕХ = 1,16(J_ДВ + J_Ш + 2J_М) + J_ПОСТ =

= 1,16•(4,8 + 1,8 + 2 • 0,22) + 0,48 = 8,65 кг•м².

Угловая скорость ротора электродвигателя

щ_ДВ = рn_ДВ / 30 = 3,14 • 725 / 30 = 75,88 с^-1.

Номинальный крутящий момент ротора электродвигателя

Т_ДВ = Р_ДВ / щ_ДВ = 90 / 75,88 = 1,2 кН•м = 1200 Н•м.

Средний пусковой момент электродвигателя

Т_ПСР = (1,5 … 1,6)Т_ДВ = 1,5 • 1200 = 1800 Н•м.

Время разгона двигателя до номинальной скорости

t_Р = = 0,97 с.

Привод удовлетворяет рекомендуемым параметрам разгона.

2.3.1.2 Проверка двигателя механизма подъёма на нагрев

Принимаем диаграмму нагружения механизма подъёма по рис. 3.1. Для группы режима работы механизма М4 уровень второй ступени нагружения k_Q2 =0,1. Относительные продолжительности работы механизма k_Т1 = 0,4, k_Т2 = 0,6.

Рисунок 2.3 - Диаграмма нагружения механизма подъёма

Средний пусковой момент двигателя при работе с относительной массой груза k_Q2

Т_ПСР2 = Т_ПСР • k_Q2 = 1800 • 0,1 = 180 Н•м.

Статические моменты на роторе электродвигателя при работе с грузами относительной массы k_Q1 и k_Q2 соответственно

Т_С1 = Т_Бз_Р / u_P = 20000 • 0,95 / 16 = 1187,5 Н•м;

Т_С2 = Т_С1k_Q2 = 1187,5 • 0,1 = 118,8 Н•м.

Приведённый к ротору электродвигателя момент инерции масс при работе с грузом относительной массы k_Q2

J_МЕХ2 = J_МЕХ - J_ПОСТ • (1 - k_Q2) = 8,65 - 0,48 • (1 - 0,1) = 8,2 кг•м².

Время разгона ротора до номинальной скорости при работе с грузом относительной массы k_Q2

t_Р2 = J_МЕХ2 • щ_ДВ / (Т_ПСР - Т_С2) = 8,2 • 75,88 / (1800 - 118,8) = 0,37 с.

Время установившегося движения на участке высотой h_У = 2 м при работе с грузами относительной массы k_Q1 и k_Q2 соответственно

t_У1 = h_Уk_Т1 / V_ГП = 2 • 0,4/0,3 = 2,7 с;

t_У2 = h_Уk_Т2/V_ГП = 2 • 0,6 / 0,3 = 4 с.

Относительное время установившегося движения на первой ступени нагружения

t_У1/60 = 2,7/60 = 0,045 с < t_P = 0,97 с,

поэтому значение коэффициента, учитывающего относительное время остывания электродвигателя, в = 0,65 … 0,78.

Принимаем в = 0,7. Эквивалентный момент на роторе электродвигателя при работе по принятой диаграмме нагружения

T_ЭКВ =

Н•м.

Эквивалентная требуемая мощность двигателя

Р_ДВЭ = Т_ЭКВщ_ДВ / 1000 = 959 • 75,88 / 1000 = 73 кВт.

Условие надёжной работы электродвигателя

Р_ДВ = 90 кВт > Р_ДВЭ = 73 кВт.

Условие выполняется. Электродвигатель выбран правильно.



2.3.1.3 Проверка прочности и устойчивости стенки барабана

Принимаем сварную конструкцию барабана. Марка стали для изготовления барабана сталь 15ХСНД. Предел текучести у_Т = 350 МПа, допускаемое напряжение сжатия при группе режима работы М4 [у_СЖ] = 240 МПа.

Толщина стенки барабана из условия прочности

д > S_МАХ / (t[у_СЖ]) = 56,6 • 10³ / (23,5 • 240) = 10 мм,

принимаем д = 14 мм.

Внутренний диаметр барабана

D₁ = d_Б - 2д = 450 - 2•14 = 422 мм.

Относительная длина барабана

L_Б / d_Б = 2112,5 / 450 = 4,7 > 3.

Требуется проверка прочности барабана с учётом напряжений сжатия, изгиба и кручения.

Расчётное напряжение сжатия в стенке барабана

у_СЖ = S_МАХ / (дt) = 56,6 • 10³ / (14 • 23,5) = 172 МПа.

Расчётный изгибающий момент

М_И = S_МАХ(L_Б - l_О) / 2 = 56,6 • (2,112 - 0,18) / 2 = 54,7 кН•м.

Расчётный крутящий момент

Т_К = Т_ДВК_ПУСКu_Pз_P = 1200 • 3,5 • 16 • 0,9 = 60,4 Н•м.

Напряжение изгиба

у_И = МПа.

Напряжение кручения

ф_К = МПа.



Суммарное напряжение

у_СУМ = МПа .

Допускаемое напряжение

[у] = у_Т / 1,4 = 350 / 1,4 = 250 МПа.

Условие обеспечения прочности стенки стального барабана

у_СУМ = 200 МПа < [у] = 250 МПа.

Условие выполняется. Прочность стенки барабана обеспечена.

Коэффициент, учитывающий влияние деформации стенки барабана и каната

ш = = 0,87,

где Е_К = 1,2 • 10⁵ - модуль упругости каната, МПа;

Е_Б = 1,9 • 10⁵ - модуль упругости барабана, МПа.

Критическое напряжение потери устойчивости стенки

у_КР = МПа.

Расчётный запас устойчивости стенки

n = у_КР / (шу_СЖ) = 289 / (0,87 • 172) = 1,9.

Допускаемый запас устойчивости стенки для стальных барабанов [n] = 1,7.

Условие обеспечения устойчивости стенки барабана

n = 1,9 ? [n] = 1,7.

Условие выполняется. Устойчивость стенки барабана обеспечена.

2.3.1.4 Проверка крепления каната на барабане

Минимальный коэффициент трения между канатом и барабаном f = 0,1.

Минимальный угол обхвата барабана неприкосновенными витками б = 3р = 9,42 рад.

Натяжение каната в месте крепления

S_КР = S_МАХ / е^fб = 56,6 / е^0,1•9,42 = 22 кН.

Минимальный коэффициент трения между прижимной планкой и канатом

f₁ = f / sinв = 0,1/sin40° = 0,16,

где в = 40° - угол наклона боковой грани зажимной канавки планки.

Требуемое усилие затяжки одного винта крепления планки

F_ЗАТ = S_КР / [(f + f₁)(1 + е^fб)] = 22 / [(0,1 + 0,16) • (1 + е^0,1•9,42)] = 23,6 кН.

Сила трения между планкой и канатом

F_ТР = F_ЗАТf₁ = 23,6 • 0,16 = 3,8 кН.

Принимаем для крепления каната на барабане два болта из стали 30ХГСА с резьбой М24. Класс прочности болтов 10.9. Предел текучести

у_Т = 900 МПа. Наружный диаметр резьбы d = 24 мм. Внутренний диаметр резьбы d₁ = 20,75 мм.

Принимаем расстояние от поверхности, к которой прижат канат планкой, до головки болта

h = 1,6d_К = 1,6 • 21 = 33,6 мм.

Принимаем запас надёжности крепления каната к барабану К_З = 1,5.

Расчётное напряжение в теле болта от растяжения и изгиба

у_Р = МПа.

Запас прочности материала болта при контролируемой затяжке s = 2,5.

Допускаемое напряжение для материала болта

[у] = у_Т/ s = 900 / 2,5 = 360 МПа.

Условие обеспечения прочности болта

у_Р ? [у]; у_Р = 350 МПа < [у] = 360 МПа. Условие выполняется. Прочность болтов обеспечена.



2.3.2 Проверочный расчет вспомогательного механизма подъема

2.3.2.1 Проверка двигателя на время разгона

Поступательно движущиеся массы

m_ПОСТ = Q + m_П = 5000 + 129 = 5129 кг.

Момент инерции поступательно движущихся масс, приведённый к ротору электродвигателя

J_ПОСТ = кг?м².

Момент инерции тормозного шкива

J_Ш = 0,6m_ШD_Ш² / 4 = 0,6 • 9,2 • 0,2² / 4 = 0,06 кг•м²

Момент инерции зубчатой муфты

J_М = (GD²)/4 = 0,24 / 4 = 0,06 кг•м².

Момент инерции всех масс привода, приведённый к ротору двигателя

J_МЕХ = 1,16(J_ДВ + J_Ш + 2J_М) + J_ПОСТ = 1,16•(0,302 + 0,06 + 2 • 0,06) + 0,025 = 0,59 кг•м².

Угловая скорость ротора электродвигателя

щ_ДВ = рn_ДВ / 30 = 3,14 • 700 / 30 = 73,27 с^-1.

Номинальный крутящий момент ротора электродвигателя

Т_ДВ = Р_ДВ / щ_ДВ = 7,5 / 73,27 = 0,1 кН•м = 100 Н•м.

Средний пусковой момент электродвигателя

Т_ПСР = (1,5 … 1,6)Т_ДВ = 1,5 • 100 = 150 Н•м.

Время разгона двигателя до номинальной скорости

t_Р = = 0,92 с.

Привод удовлетворяет рекомендуемым параметрам разгона.



2.3.2.2 Проверка двигателя механизма подъёма на нагрев

Принимаем диаграмму нагружения механизма подъёма по рис. 3.1. Для группы режима работы механизма М2 уровень второй ступени нагружения k_Q2 =0,1. Относительные продолжительности работы механизма k_Т1 = 0,4, k_Т2 = 0,6.

Средний пусковой момент двигателя при работе с относительной массой груза k_Q2

Т_ПСР2 = Т_ПСР • k_Q2 = 150 • 0,1 = 15 Н•м.

Статические моменты на роторе электродвигателя при работе с грузами относительной массы k_Q1 и k_Q2 соответственно

Т_С1 = Т_Бз_Р / u_P = 3600 • 0,9 / 31,5 = 103 Н•м;

Т_С2 = Т_С1k_Q2 = 103 • 0,1 = 10,3 Н•м.

Приведённый к ротору электродвигателя момент инерции масс при работе с грузом относительной массы k_Q2

J_МЕХ2 = J_МЕХ - J_ПОСТ • (1 - k_Q2) = 0,59 - 0,025 • (1 - 0,1) = 0,57 кг•м².

Время разгона ротора до номинальной скорости при работе с грузом относительной массы k_Q2

t_Р2 = J_МЕХ2 • щ_ДВ / (Т_ПСР - Т_С2) = 0,57 • 73,27 / (150 - 10,3) = 0,3 с.

Время установившегося движения на участке высотой h_У = 2 м при работе с грузами относительной массы k_Q1 и k_Q2 соответственно

t_У1 = h_Уk_Т1 / V_ВП = 2 • 0,4/0,16 = 5 с;

t_У2 = h_Уk_Т2/V_ВП = 2 • 0,6 / 0,16 = 7,5 с.

Относительное время установившегося движения на первой ступени нагружения

t_У1 / 60 = 5 / 60 = 0,083 с < t_P = 0,92 с,

поэтому значение коэффициента, учитывающего относительное время остывания электродвигателя, в = 0,65 … 0,78. Принимаем в = 0,7.

Эквивалентный момент на роторе электродвигателя при работе по принятой диаграмме нагружения



T_ЭКВ =

Н•м.

Эквивалентная требуемая мощность двигателя

Р_ДВЭ = Т_ЭКВщ_ДВ / 1000 = 75 • 73,27 / 1000 = 5,5 кВт.

Условие надёжной работы электродвигателя

Р_ДВ = 7,5 кВт > Р_ДВЭ = 5,5 кВт.

Условие выполняется. Электродвигатель выбран правильно.

2.3.2.3 Проверка прочности и устойчивости стенки барабана

Принимаем сварную конструкцию барабана. Марка стали для изготовления барабана сталь 20. Предел текучести у_Т = 250 МПа, допускаемое напряжение сжатия при группе режима работы М2 [у_СЖ] = 180 МПа.

Толщина стенки барабана из условия прочности

д > S_МАХ / (t[у_СЖ]) = 20,3 • 10³ / (16,5 • 180) = 6,8 мм,

принимаем д = 8 мм.

Внутренний диаметр барабана

D₁ = d_Б - 2д = 250 - 2•8 = 234 мм.

Относительная длина барабана

L_Б / d_Б = 1292 / 250 = 5,2 > 3.

Требуется проверка прочности барабана с учётом напряжений сжатия, изгиба и кручения.

Расчётное напряжение сжатия в стенке барабана

у_СЖ = S_МАХ / (дt) = 20,3 • 10³ / (8 • 16,5) = 154 МПа.

Расчётный изгибающий момент

М_И = S_МАХ(L_Б - l_О) / 2 = 20,3 • (1,292 - 0,042) / 2 = 8,12 кН•м.

Расчётный крутящий момент

Т_К = Т_ДВК_ПУСКu_Pз_P = 100 • 2,8 • 31,5 • 0,9 = 7,9 кН•м.

Напряжение изгиба

у_И = МПа.

Напряжение кручения

ф_К = МПа.

Суммарное напряжение

у_СУМ = МПа .

Допускаемое напряжение

[у] = у_Т / 1,4 = 250 / 1,4 = 178 МПа.

Условие обеспечения прочности стенки стального барабана

у_СУМ = 173 МПа < [у] = 178 МПа.

Условие выполняется. Прочность стенки барабана обеспечена.

Коэффициент, учитывающий влияние деформации стенки барабана и каната

ш = = 0,86,

где Е_К = 1,2 • 10⁵ - модуль упругости каната, МПа;

Е_Б = 1,9 • 10⁵ - модуль упругости барабана, МПа.

Критическое напряжение потери устойчивости стенки

у_КР = МПа.

Расчётный запас устойчивости стенки

n = у_КР / (шу_СЖ) = 274 / (0,86 • 154) = 2.

Допускаемый запас устойчивости стенки для стальных барабанов [n] = 1,7.

Условие обеспечения устойчивости стенки барабана

n = 2 ? [n] = 1,7.

Условие выполняется. Устойчивость стенки барабана обеспечена.

2.3.2.4 Проверка крепления каната на барабане

Минимальный коэффициент трения между канатом и барабаном f = 0,1.

Минимальный угол обхвата барабана неприкосновенными витками б = 3р = 9,42 рад.

Натяжение каната в месте крепления

S_КР = S_МАХ / е^fб = 20,3 / е^0,1•9,42 = 7,9 кН.

Минимальный коэффициент трения между прижимной планкой и канатом

f₁ = f / sinв = 0,1 / sin40° = 0,16,

Требуемое усилие затяжки одного винта крепления планки

F_ЗАТ = S_КР / [(f + f₁)(1 + е^fб)] = 7,9 / [(0,1 + 0,16) • (1 + е^0,1•9,42)] = 8,5 кН.

Сила трения между планкой и канатом

F_ТР = F_ЗАТf₁ = 8,5 • 0,16 = 1,4 кН.

Принимаем для крепления каната на барабане болты из стали 35Х с резьбой М16. Класс прочности болтов 8.8. Предел текучести у_Т = 640 МПа. Наружный диаметр резьбы d = 20 мм. Внутренний диаметр резьбы d₁ = 18,4 мм.

Принимаем расстояние от поверхности барабана до головки болта

h = 1,6d_К = 1,6 • 14 = 22,4 мм.

Принимаем запас надёжности крепления каната к барабану К_З = 1,5.

Расчётное напряжение в теле болта от растяжения и изгиба

у_Р = МПа.



Запас прочности материала болта при контролируемой затяжке, s = 2,5.

Допускаемое напряжение для материала болта

[у] = у_Т/ s = 640 / 2,5 = 256 МПа.

Условие обеспечения прочности болта

у_Р = 138 МПа < [у] = 256 МПа.

Условие выполняется. Прочность болтов обеспечена.

2.3.3 Проверочный расчет механизма передвижения

2.3.3.1 Проверка двигателя на время разгона

Поступательно движущиеся массы

m_ПОСТ = Q + m_Т = 32000 + 8000 = 40000 кг.

Момент инерции поступательно движущихся масс, приведённый к ротору электродвигателя

J_ПОСТ = кг?м².

Момент инерции тормозного шкива

J_Ш = 0,6m_ШD_Ш² / 4 = 0,6 • 4,3 • 0,16² / 4 = 0,02 кг•м².

Момент инерции всех масс привода, приведённый к ротору двигателя,

J_МЕХ = 1,15(J_ДВ + J_Ш) + J_ПОСТ = 1,15 • (0,302 + 0,02) + 8,8 = 9,2 кг•м².

Угловая скорость ротора электродвигателя

щ_ДВ = рn_ДВ / 30 = 3,14 • 700 / 30 = 73,27 с^-1.

Номинальный крутящий момент ротора электродвигателя

Т_ДВ = Р_ДВ / щ_ДВ = 7500 / 73,27 = 102,4 Н•м.

Средний пусковой момент электродвигателя

Т_ПСР = 0,72Т_ДВК_ПУСК = 0,72 • 102,4 · 2,8 = 206,4 Н•м.

Статический крутящий момент, приведённый к ротору электродвигателя

Т_С = W • D_K / (2u_Рз_Р) = 12 • 10³ • 0,4 / (2 • 25 • 0,9) = 106,7 Н•м.

Время разгона двигателя до номинальной скорости

t_Р = J_МЕХщ_ДВ / (Т_ПСР - Т_С) = 9,2 • 73,27 / (206,4 - 106,7) = 6 с.

Время разгона не превышает максимальное рекомендуемое 6 с.

Электродвигатель выбран правильно.

2.3.3.2 Проверка запаса сцепления колёс с рельсами при торможении без груза

Момент инерции поступательно движущейся массы тележки, приведённый к ротору электродвигателя,

J_ПОСТ = кг?м².

Момент инерции всех масс привода, приведённый к тормозному шкиву

J_МЕХO = 1,15(J_ДВ + J_Ш) + J_ПОСТ = 1,15 • (0,302 + 0,02) + 1,4 = 1,8 кг•м².

Сила сопротивления качению при движении тележки без груза (без учёта трения в ребордах и сопротивления токоподвода)

W_КО = gm_T(2м + fd_Ц) / D_K = 9,8 • 8000 • (2 • 0,6 + 0,015 • 80) / 400 = 470,4 Н.

Сила давления на тележку ветра рабочего состояния

W_ВО = p_TA_T = 375 • 1,27 = 476,3 Н.

Движущая сила, создаваемая уклоном при движении тележки без груза

W_УО = б • m_T • g = 0,002 • 8000 • 9,8 = 156,8 Н.

Сила сопротивления движению тележки при движении по ветру вниз по уклону

W_О = W_КО - W_ВО - W_УО = 470,4 - 476,3 - 156,8 = - 162,7 Н.

Знак «минус» означает, что сила сопротивления качению недостаточна для удержания тележки при действии ветровой нагрузки рабочего состояния и уклона. Следовательно, в расчёт следует вводить силу W_О = 162,7 Н.

Статический момент сил на приводных колесах, приведённый к тормозному шкиву

Т_СО = W_O • D_K / (2u_Рз_Р) = 162,7 • 0,4 / (2 • 16 • 0,9) = 2,3 Н•м

Минимальное давление на приводные колеса тележки без груза

N = m_Тg / 2 = 8 • 9,8 / 2 = 39,2 кН.

Коэффициент трения между колесом и рельсом при работе крана на открытом воздухе f_ТР = 0,12 [1].

Сила трения сцепления приводных колёс с рельсами

F_TP = Nf_ТР = 39,2 • 0,12 = 4,7 кН.

Расчётное время торможения тележки без груза

t_ТО = J_МЕХОщ_ДВ / (Т_ТТ - Т_СО) = 1,8 • 73,27 / (8,8 - 2,3) = 20,3 с.

Сила инерции при торможении тележки без груза

F_ИО = m_ТV_Т / t_ТО = 8000 • 0,63 / 20,3 = 248,3 Н.

Коэффициент запаса сцепления при торможении тележки без груза

k_СЦ = F_TP / (F_ИО + W_О) = 4,7 / (0,248 + 0,163) = 11,4.

Рекомендуемое допускаемое значение коэффициента запаса сцепления для кранов, работающих на открытом воздухе [k_СЦ] = 1,1.

Условие отсутствия скольжения тележки по рельсам при торможении без груза

k_СЦ = 11,4 ? [k_СЦ] =1,1.

Условие выполняется. Скольжения тележки по рельсам при торможении без груза не произойдёт.

2.3.3.3 Расчёт тормозного пути тележки с грузом

Время торможения тележки с грузом при движении по ветру под уклон

t_Т = J_МЕХщ_ДВ / (Т_С - Т_ТТ) = 9,2 • 73,27 / (106,7 - 8,8) = 6,9 с.

Тормозной путь

S = V_Тt_T / 2 = 0,63 • 6,9 / 2 = 2,2 м.

Проверка поверхности катания колеса на циклическую прочность.

Принимаем срок службы колеса для группы режима работы М3 Т_МАШ = 3200 ч.

Отношение радиуса кривизны головки рельса к диаметру колеса

R / D_K = 300 / 400 = 0,8.

Коэффициент, учитывающий кривизну контактирующих поверхностей для определённого отношения k = 0,127 [1].

Коэффициент, учитывающий влияние тангенциальной нагрузки (силы трения), для кранов, работающих на открытом воздухе k_f = 1,07 [1].

Динамический коэффициент

k_Д = 1 + 0,15V_П = 1 + 0,15 • 0,63 = 1,09.

Расчётное напряжение в точке контакта колеса с рельсом

у_Н = МПа.

Время неустановившегося движения тележки

t_Н = t_Р + t_T = 6 + 6,9 = 12,9 с.

Среднее время передвижения тележки

t = 0,25L_K / V_Т = 0,25 • 16,5 / 0,63 = 6,5 с.

Коэффициент усреднения скорости

в = 0,9 - 0,5(t_Н / t - 0,2) = 0,9 - 0,5 • (12,9 / 6,5 - 0,2) = 0,008.

Усреднённая скорость

V_C = вV_Т = 0,008 • 0,63 = 0,005 м/с.

Число оборотов колеса за срок службы (V_C в м/с, Т_МАШ в ч, D_K в м)

n_СЛ = 3600V_CT_МАШ / (рD_K) = 3600 • 0,005 • 3200 / (3,14 • 0,4) = 45,9 • 10³ об.

Минимальное статическое давление на колесо

N = m_Tg/4 = 8 • 9,8 / 4 = 19,6 кН.

Отношение минимального статического давления на колесо к максимальному давлению

N/N_МАХ = 19,6 / 114,6 = 0,17.

Коэффициент приведения числа оборотов для определённого отношения и = 0,16 [1].

Приведённое число оборотов колеса за срок службы

n_ПР = иn_СЛ = 0,16 • 45,9 • 10³ = 7344 об.

Принимаем колесо из стали 45, термообработка нормализация, твёрдость поверхности качения НВ 200. Для выбранной марки стали и режима термообработки [у₀] = 610 МПа .

Допускаемое напряжение при приведённом числе оборотов колеса за срок службы

[у_N] = МПа.

Условие обеспечения циклической прочности, поверхности качения колеса

у_Н = 435 МПа < [у_N] = 631 МПа.

Условие выполняется. Циклическая прочность поверхности качения колеса обеспечена.



3. Расчет редуктора

3.1 Кинематические и силовые параметры

Предварительное передаточное отношение тихоходной ступени редук-тора [2, табл.9.3]

.

Предварительное передаточное отношение быстроходной ступени ре-дуктора

.

Из ряда стандартных значений [2, табл.10.1] и с учетом рекомендаций [2, табл.9.2] принимаем u_Б = 4,5 и u_Т = 3,55.

Расчетное передаточное отношение редуктора

u_P = u_Б • u_T = 4,5 • 3,55 = 16.

Номинальная угловая скорость двигателя

щ_дв = рn_ДВ / 30 = 3,14 • 725 / 30 = 75,9 с^-1.

Кинематические параметры по валам:

- быстроходный вал редуктора

n₁ = n_ДВ = 725 об/мин;

щ₁ = щ_дв = 75,9 с^-1,

- промежуточный вал редуктора

n₂ = n₁ / u_Б = 725 / 4,5 = 161 об/мин,

щ₂ = рn₂ / 30 = 3,14 • 161 / 30 = 16,9 с^-1;

- тихоходный вал редуктора

n₃ = n₂ / u_Т = 161 / 3,55 = 45,4 об/мин,

щ₃ = рn₃ / 30 = 3,14 • 45,4 / 30 = 4,8 с^-1;

Силовые параметры привода по валам:

Р_ДВ = 90 кВт;

Р₁ = Р_ДВ • з_м • з_пк = 90 • 0,98 • 0,995 = 87,8 кВт;

Р₂ = Р₁ • з_зп • з_пк = 87,8 • 0,98 • 0,995 = 85,6 кВт;

Р₃ = Р₂ • з_зп • з_пк = 85,6 • 0,98 • 0,995 = 83,5 кВт;

Р_Б = Р₃ • з_м • з_пк = 83,5 • 0,98 • 0,995 = 81,4 кВт,

где з_зп = 0,98 - КПД пары зубчатых колес [2, табл.9.1];

з_м = 0,98 - КПД муфты [2, табл.9.1];

з_пк = 0,995 - КПД пары подшипников качения [2, табл.9.1].

Т_i = P_i / щ_i, Н•м.

Данные расчета сведены в таблицу 3.1.

Таблица 3.1 - Кинематические и силовые параметры привода по валам

3.2 Расчет быстроходной ступени

3.2.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Так как в техническом задании есть ограничения по габаритам, т. к. это ГПМ, то выбираем материал с твердостью 50…60 HRC [2, табл.10.2]: принимаем для шестерни и колеса сталь 40ХН, термическая обработка - поверхностная закалка ТВЧ: Н₁ = 58 HRC; Н₂ = 56 HRC.

Допускаемые контактные напряжения

,

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов [2, табл.10.3];

K_HL = 1,8 - коэффициент долговечности[2, табл.10.3];

[S_H] = 1,2 - коэффициент безопасности [2, табл.10.3].

Допускаемые контактные напряжения для материала:

- шестерни МПа;

- колеса МПа.

Расчетные допускаемые контактные напряжения (передача косозубая и разность твердости материалов шестерни и колеса не более 2 НRC) [2,табл.10.3]

Мпа.

Допускаемые напряжения изгиба

где K_FL = 2,6 - коэффициент долговечности [2, табл.10.4];

K_FC = 0,75 - коэффициент долговечности [2, табл.10.4].

Предел выносливости при изгибе при базовом числе циклов для стали 40ХН [1, табл. 10.4]:

- для шестерни у_{Flim b} = 700 МПа;

- для колеса у_{Flim b} = 700 МПа.

Коэффициент безопасности

,

где - коэффициент, учитывающий нестабильность

свойств материала [2, табл. 10.4];

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки

зубчатого колеса [2, табл. 10.4].

Допускаемые напряжения изгиба:

- для шестерни

МПа;

- для колеса

МПа.

3.2.2 Проектировочный расчет передачи

Принимаем коэффициент концентрации нагрузки при несимметричном расположении колес K_Hв = 1,3 [2, табл.10.5]; коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию с учетом твердости материала ш_ba = 0,3 [2,табл.10.1].

Межосевое расстояние из условия прочности по контактным напряжениям

мм,

где K_a = 43 МПа - для косозубых колес.

Стандартное межосевое расстояние а_Б = 200 мм [2, табл.10.1].

Нормальный модуль зацепления с учетом твердости колес [2.табл.10.1]

мм.

Принимаем m_n = 4 мм [2, табл.10.1].

Угол наклона зубьев должен находиться от 8є до 22є [2, табл.10.1].

Предварительно принимаем угол наклона зубьев в = 10є.

Число зубьев шестерни



z₁ = ,

принимаем z₁ = 18.

Число зубьев колеса

z₂ = z₁ • u_Б = 18 • 4,5 = 81.

Фактическое значение

u_Б = z₂ / z₁ = 81 / 18 = 4,5.

Отклонения фактического передаточного отношения от расчетного нет (допускается ±4,0%).

Угол наклона зубьев

.

.

Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительные:

мм;

мм;

Проверка

мм.

Диаметры вершин зубьев:



мм;

мм.

Диаметры впадин зубьев:

мм;

мм.

Ширина зубчатого венца колеса и шестерни:

мм;

мм.

3.2.3 Проверочный расчет зубьев колес по контактным напряжениям

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

.

Окружная скорость колес

м/с.

При данной скорости принимаем 9-ю степень точности [2, табл.10.7].

Коэффициент нагрузки

,

где - коэффициент концентрации нагрузки [2, табл.10.9];

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями

[1, табл. 10. 11];

- коэффициент динамической нагрузки [2, табл.10.10].

Прочность зубьев по контактным напряжениям

МПа,

у_н < [у_н] = 1578 МПа.

Допускается недогрузка не более 15 %, а перегрузка не более 5 %.

Проверка

%.

3.2.4 Силы в зацеплении

Силы, действующие в зацеплении:

- окружная

H;

- радиальная

H;

- осевая

H.

3.2.5 Проверочный расчет зубьев колес по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки

К_F = K_Fв • K_Fб • K_Fv = 1,43 • 1 • 1,02 = 1,46,

где - коэффициент концентрации нагрузки [2, табл.10.9];

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями

[табл. 10. 11];

- коэффициент динамической нагрузки [2, табл.10.10].

Эквивалентное число зубьев:

- шестерня

;

- колесо

.

Коэффициенты формы зуба [2, табл.10.8]: ; .

Коэффициент наклона зуба

.

Прочность зуба шестерни и колеса на изгиб:

МПа МПа;

МПа МПа.

Условие прочности выполнено.

3.3 Расчет тихоходной ступени

3.3.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Так как в техническом задании нет ограничений по габаритам, то выберем материал с твердостью 50…60 HRC [2, табл.10.2]: принимаем для шестерни и колеса сталь 40ХН, термическая обработка - поверхностная закалка ТВЧ: Н₁ = 58 HRC, Н₂ = 56 HRC.

...