Совершенствование технологии технического обслуживания и ремонта модернизируемого мостового крана КМ-10

Размещено на http://www.allbest.ru/

3

Содержание

Введение

1. Анализ существующей конструкции

2. Расчет механизма подъема груза

2.1 Исходные данные и выбор схемы механизма

2.2 Выбор схемы полиспаста и крюковой подвески

2.3 Расчёт и выбор каната

2.4 Расчёт уравнительного балансира

2.5 Расчёт грузового барабана

2.6 Расчёт мощности и выбор гидродвигателя

2.7 Подбор муфт

2.8 Подбор тормоза

2.8.1 Расчёт гидроцилиндра

2.8.2 Определение параметров пружины

3. Расчёт механизма передвижения тележки

3.1 Исходные данные и выбор схемы механизма

3.2 Подбор ходовых колёс

3.3 Определение сопротивлений передвижению

3.4 Расчёт мощности и подбор гидродвигателя

3.5 Подбор муфт

3.6 Определение тормозного пути

3.7 Проверка на сцепление ходовых колёс с рельсом

4. Расчет механизма передвижения крана

4.1 Исходные данные и выбор схемы механизма

4.2 Подбор ходовых колес

4.3 Определение сопротивления передвижению

4.4 Расчет мощности и подбор мотор - редуктора

4.5 Подбор муфты

4.6 Расчет тормозного момента и выбор тормоза

4.7 Проверка на сцепление ходовых колес с рельсом

4.8 Проверка электродвигателя по условию пуска

5. Прочностные расчеты механизмов

5.1 Расчет механизма подъема груза на прочность

5.1.1 Расчет вала барабана на прочность

5.1.2 Уточненный расчет вала барабана

5.1.3 Подбор подшипника

5.1.4 Расчет барабана на прочность

6. Разработка гидропривода мостового крана

6.1 Исходные данные и выбор схемы

6.2 Выбор рабочей жидкости

6.3 Расчет исполнительных двигателей

6.3.1 Расчет гидроцилиндра тормоза механизма подъема

6.3.2 Расчет гидромотора механизма подъема

6.3.4 Расчет гидромоторов механизма передвижения тележки

6.4 Расчет диаметров трубопроводов

6.4.1 Определение диаметров трубопроводов

6.4.2 Определение длины гидролиний

6.4.3 Определение диаметров трубопроводов на питание гидромоторов

6.5 Выбор распределителей и регулирующей аппаратуры

6.5.1 Выбор гидрораспределителей

6.5.2 Выбор предохранительного клапана

6.5.3 Выбор блока переливных и подпиточных клапанов

6.5.4 Выбор тормозного клапана

6.5.5 Выбор делителей потока

6.5.6 Выбор обратных клапанов

6.5.7 Выбор регулятора потока

6.5.8 Выбор гидроаккумулятора

6.6 Выбор вспомогательной аппаратуры

6.6.1 Выбор фильтра

6.6.2 Выбор манометра

6.7 Расчет потерь давления в гидролинии

6.7.1 Расчёт потерь давления при температуре tmin=+C

6.7.2 Расчет потерь давления при рабочей температуре

6.8 Расчет и выбор насоса

6.9 Расчёт режимов работы

6.9.1 Расчёт гидравлической характеристики трубопровода

7. Расчет металлоконструкций крана

8. Электрическая часть

9. Специальная часть

10. Охрана труда

11. Экономическая часть

Заключение

Список литературы

Введение

В данном дипломном проекте производится совершенствование технологии технического обслуживания и ремонта модернизируемого мостового крана КМ-10.

В настоящее время этот кран находится в цехе вакуумных установок ЦРПО ОАО “ССГПО” и применяется для внутрицеховых погрузочно-разгрузочных работ, в частности для ремонта цехового оборудования.

Модернизация связна с технологической необходимостью предприятия: в цех вакуум-насосных установок поступили новые вакуум-насосные станции, имеющие обычную массу 12,5 тонн. В настоящее время для замены установок кран вынужден работать с заведомым десятипроцентным перегрузом, что недопустимо, или же должна производится разборка установок на блоки, что удорожает монтаж и удлиняет сроки модернизации цеха.

В связи с тем, что новые подъёмные машины на данный момент имеют достаточно высокую стоимость, решено было модернизировать существующий кран, при этом внеся в него следующие изменения: заменить электрический привод механизмов подъёма и передвижения тележки приводом гидравлическим, а привод механизма передвижения крана выполнить по блок-приводной схеме. Подобная замена позволит снизить динамические нагрузки на кран, благодаря плавности включения и многопоточности силовой схемы. К тому же блок-приводы и гидроаппараты имеют значительно меньшие габаритно-весовые данные, поэтому применяя именно эти узлы и агрегаты удаётся не увеличить собственную массу крана. Помимо этого, исполнительные органы гидромашины имеют меньший момент инерции и более высокое быстродействии (в сравнении с электрическим приводом), что в сочетании с относительно широким диапазоном бесступенчатых регулировок (диапазон дроссельного регулирования потока позволяет достигать диапазона 1:1500) позволит варьировать скорости механизмов и повысить частоту реверса, что может быть необходимо при монтаже и демонтаже цехового оборудования. Для усиления несущей способности моста (при необходимости) по нижнему поясу главных балок установить ферменную конструкцию, это позволит увеличить их прочность и жесткость, не увеличивая при этом высоту крана (от головки рельса).

Таким образом, данные способы позволяют провести реконструкцию крана в короткие сроки, что благоприятно скажется на её стоимости (она будет меньше), а применение гидропривода позволит получать необходимые рабочие скорости, а также сократить количество и продолжительность технических обслуживаний.

В специальной части дипломного проекта разработана технология технического обслуживания и ремонта крана с гидроприводом.

кран тормоз гидропривод прочность

1. Анализ существующей конструкции

При перегрузочных работах очень часто рабочие скорости крана оказываются излишними. Для получения нескольких скоростей рабочих органов возможно применение следующих кинематических схем:

1. применение многоскоростных двигателей;

2. применение двух барабанного привода;

3. применение специальных планетарных муфт;

4. применение планетарных редукторов;

5. применение гидропривода.

Рассмотрим достоинства и недостатки каждого варианта.

При использовании многоскоростных электродвигателей значительно увеличиваются габаритные размеры и масса привода, что увеличивает нагрузку на металлоконструкцию крана и давление на подкрановые пути. При этом невозможно плавно (бесступенчато) регулировать скорости в широких диапазонах.

Во втором рассматриваемом варианте значительно усложняется конструкция и габаритные размеры привода.

Рисунок 1 - Кинематическая схема с планетарной муфтой.

В случае применения планетарной муфты (рисунок 1) увеличиваются габариты привода и требуются дополнительные тормоз и электродвигатель. Кроме этого, планетарная муфта - вещь довольно дорогостоящая, и обладает сравнительно невысокой долговечностью и надёжностью.

Рисунок 2 - Кинематическая схема с двухбарабанным приводом.

Рисунок 3 - Кинематическая схема привода с планетарным редуктором: 1- основной двигатель; 2- тормоз; 3- редуктор; 4- открытая передача; 5- барабан; 6- дополнительный двигатель; 7- тормоз.

В случае применения планетарного редуктора (Рисунок 3) также требуются дополнительный тормоз и электродвигатель. К тому же планетарный редуктор дороже обычных цилиндрических.

В случае использования гидропривода мы имеем следующие основные недостатки:

1. Утечки рабочей жидкости через уплотнения и зазоры, что снижает КПД установки. Необходимо повышение герметичности систем посредством высокой точности и частоты поверхностей сопрягаемых деталей;

2. Нагрев рабочей жидкости, что в ряде случаев требует применение специальных охладительных устройств и средств тепловой защиты;

3. Необходимость обеспечения в процессе эксплуатации чистоты рабочей жидкости и защита от проникновения в неё воздуха;

4. КПД гидропередачи ниже, чем у механической.

Наряду с вышеперечисленными недостатками гидропривод имеет следующие достоинства, которые не наблюдаются в других видах приводов:

1. Широкий диапазон бесступенчатого регулирования скорости выходного звена, что позволяет осуществить рациональный режим работы исполнительных органов машины;

2. малая масса, приходящаяся на единицу передаваемой мощности;

3. возможность получения характеристик в соответствии с нагрузочными характеристиками машины, что улучшает эксплуатационные качества последней;

4. высокое быстродействие, так как момент инерции ротора гидродвигателя и его постоянная времени в несколько раз меньше, чем у равного по мощности электродвигателя;

5. возможность передачи больших сил и мощностей, а также осуществление больших передаточных чисел при относительно небольших размерах и массе гидроустройств;

6. простота реверсирования без необходимости изменения направления вращения приводного двигателя, а также возможность получения плавных движений и частых быстрых переключений на ходу машины;

7. надёжная смазка трущихся поверхностей, благодаря применению в качестве рабочих жидкостей минеральных масел;

8. простота предохранения приводного двигателя и исполнительных органов машины от перегрузок.

При этом при правильном выборе гидросхем и конструировании гидроузлов, некоторые из вышеперечисленных недостатков гидропривода возможно устранить или же значительно уменьшить их влияние на работу машины. Тогда преимущества гидропривода становятся столь существенны, что с ними нельзя не считаться при выборе типа привода машины и механизмов.

Рисунок 4 - Разомкнутая циркуляция.

По схеме циркуляции рабочей жидкости приводы подразделяются на привод с разомкнутой (открытой) схемой циркуляции (рисунок 4) и замкнутой схемой циркуляции (рисунок 5). В первом случае рабочая жидкость из гидромотора вся сливается в бак и затем из бака насосом вновь подается к исполнительным механизмам. Реверс отрабатывается золотниками гидрораспределителей.

Во втором случае, жидкость циркулирует между насосом и исполнительным органом, не возвращаясь в бак. В этом случае реверс отрабатывается изменением направление возвращения вала гидронасоса.

Рисунок 5 - Замкнутая циркуляция.

2. Расчет механизма подъема груза

2.1 Исходные данные и выбор схемы механизма.

В качестве исходных данных для расчета механизма подъема принимается:

m=16 т - грузоподъёмность крана;

H=10 м - высота подъёма груза;

V=7,7 м/мин - скорость подъёма;

ПВ=15% (лёгкий) - режим работы механизма.

В связи с тем, что на реконструируемом кране решено устанавливать гидропривод, то предпочтительнее в механизме подъема применить без редукторную схему привода с высокомоментным гидродвигателем. Поскольку гидродвигатели изготавливаются как с обычным исполнением выходного конца вала, так и с исполнением в виде венца зубчатой полумуфты, то схема установки грузового барабана может иметь следующий вид (с последующим уточнением):

Рисунок 6 - Схема установки грузового барабана. 1 - гидродвигатель; 2 - зубчатая муфта; 3 - барабан; 4 - опора

Поскольку привод является безредукторным, то очевидно, что тормоз будет установлен на оси барабана. В этом случае тормоз дает наибольшую надежность.

2.2 Выбор схемы полиспаста и крюковой подвески.

Для кранов мостового типа, в которых механизм подъема груза располагается не посредственно над поднимаемым грузом рекомендуется применять сдвоенные полиспасты. Это снижает вероятность раскачивания грузов. Кроме этого в одинарных полиспастах груз при подъеме и опускании перемещается не по вертикали, а по наклонной траектории; также имеет место большое стремление к кручению крюковой подвески.

Основным же недостатком одинарных полиспастах является нежелательная изменение нагрузки, действующей на опоры барабана при подъеме или опускании груза, что крайне нежелательно в мостовых кранах, где постоянство давлений на опоры барабана во время подъема или спуска груза важно для обеспечения равномерной загрузки металлоконструкции моста под обоими рельсами.

По нормали ПО «Сибтяжмаш» [1] выбираем крюковую подвеску типоразмера 4-16-406 по стандарту: 4-16-406 ОСТ 24.191.08-81 ПО «Сибтяжмаш».

Лёгкому режиму работы соответствует группа режимов работы М5.

Вместо среднего уравнительного блока предлагаю применить уравнительный балансир (Рисунок 7). Это позволит увеличить срок службы каната за счёт ликвидации его износа на уравнительном блоке и за счёт дополнительной подкрутки при набегании на барабан обеих ветвей каната. Кроме того, применение уравнительного балансира снижает опасность травмирования стропольщика при обрыве крюковой подвески, так как в этом случае подвеска останется на одной из ветвей каната.

2.3 Расчёт и выбор каната

Канат выбираем в соответствии с нормами Госгортехнадзора РК, и с учётом необходимой долговечности.



Рисунок 7 - Схема запасовки каната: 1 - грузовой барабан; 2 - канат; 3 - верхний блок; 4 - уравнительный балансир; 5 - крюковая подвеска

Вес номинального груза и грузовой подвески определяем по формуле

(1)

где G- суммарный вес, Н;

mгр- масса номинального груза, кг;

mп- масса крюковой подвески, кг;

g- const; g=9.807 Н/кг;

По [1], Таблица 2.2 находим КПД блоков полиспаста: ; КПД обводных блоков:

Определим максимальное статическое усилие в канате по формуле:

(2)

где Smax - максимальное статическое усилие, Н;

G - суммарный вес, Н;

- КПД блока;

а - число ветвей каната, набегающих на барабан;

iп - кратность полиспаста;

t - число направляющих блоков;

Определим разрывное усилие каната по формуле:

(3)

где: Fo - разрывное усилие каната, н;

zp - минимальный коэффициент использования каната, zp=4.5, [2];

S= Smax - максимальное натяжение каната, Н;

При выборе типоразмера каната следует исходить из следующих условий: разрывное усилие каната должно быть выше расчётного разрывное усилие каната; должно выполняться соотношение между диаметром выбранного каната и диаметром блока крюковой подвески.

Согласно вышеперечисленным условиям из таблицы ГОСТа [1] выбираем типоразмер каната: принимаем канат двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 6*19(1+6+6/6)+1 о.с. 14.0-Г-В-С-О-Н-1470 ГОСТ 2688-80, имеющий следующие характеристики:

-разрывное усилие, кН, не менее 92.85

-диаметр каната, мм 14.0

-расчётная площадь сечения проволок, 74.40

-масса 1000 м смазанного каната, кг 728

-назначение каната грузовое

-марка проволоки высшая

-маркировочная группа, МПа 1470

- сочетание направления свивки элементов одностороннее

Определим диаметр блока в крюковой подвеске по формуле:

, (4)

где D2 - диаметр блока в подвеске, мм;

h2 - коэффициент выбора диаметров, [2]; h2=20;

d - диаметр каната, мм;

Принимаем диаметр блока равным стандартному в крюковой подвеске.

Определим диаметр верхних блоков по формуле:

(5)

где: D2 - диаметр верхнего блока, мм;

h2 - коэффициент выбора диаметров, [2];

d к - диаметр каната, мм;

Согласно правилам ГГТН и в целях повышения унификации деталей принимаем диаметр верхних блоков равным диаметру блоков в крюковой подвеске: 406 мм.

2.4 Расчёт уравнительного балансира

Межосевое расстояние между точками крепления канатов в уравнительном балансире- Аур.б- можно определить из условия одинакового по знаку отклонения каната на внутренних блоках крюковой подвески и из условия максимально допускаемого отклонения при набегании на блок:

Ввн Аур.б Ввн+2hminур.б*tg[]

где: Ввн - расстояние между осями крайних внутренних блоков крюковой подвески;

hminур.б - минимально допускаемое расстояние между осью блоков крюковой подвески и продольной осью уравнительного балансира;

[]- максимально принимаемое при предварительных расчётах значение угла отклонения каната от оси ручья блока, []=; [1];

Рисунок 8 - Схема установки уравнительного балансира

Определим минимально допускаемое расстояние между осью блоков крюковой подвески и продольной осью уравнительного балансира по формуле

(6)

где: D3 - диаметр верхних блоков, мм;

Определим расстояние Аур.б по формуле

Согласно требованиям ряда нормальных размеров межосевое расстояние принимаем равным 280 мм. Остальные размеры установки уравнительного балансира можно принять по следующим ориентировочным соотношениям:

а) длина уравнительного балансира:

(7)

Принимаем 355 мм;

б) ширина уравнительного балансира:

(8)

Принимаем 180мм;

в) высота уравнительного балансира:

(9)

Принимаем 140мм;

г) длина корпусов опор уравнительного балансира:

 (10)

Принимаем 200мм;

д) расстояние до оси уравнительного балансира:

(11)

Принимаем 90мм.

2.5 Расчёт грузового барабана

Определим диаметр барабана, замеренный по центрам сечения витка каната по формуле:

; (12)

Где Dб - диаметр барабана, мм;

dk - диаметр каната, мм;

h1 - коэффициент выбора диаметров,[2]; h1=18;

Согласно требованиям ряда нормальных диаметров принимаем диаметр барабана равным 320мм.

Определим длину барабана по формуле:

; (13)

где Lб - длина барабана, мм;

Lн - длина одного нарезного участка, мм;

Lо - длина гладкого среднего участка, мм; (120-130) [3]

Lк - длина одного гладкого концевого участка, мм;

Определим длину одного нарезного участка по формуле:

(14)

Где t - шаг нарезки, мм;

z_p - число рабочих витков для навивки половины полной рабочей длины каната;

z_непр.=1.5 - число неприкосновенных витков, требуемых для разгрузки деталей крепления каната на барабане;

z_кр.=3-4 - число витков для крепления конца каната.

Определим число рабочих витков по формуле:

(15)

где: L_кр - рабочая длина каната, соответствующая одному нарезному участку, мм;

D_б - диаметр барабана, м.

Определим рабочую длину каната по формуле:

; (16)

Где H - высота подъёма груза, м;

U_п - кратность полиспаста;

Принимаем 40 витков.

Определим шаг нарезки по формуле:

; (17)

где: d_k - диаметр каната, мм;

Принимаем стандартное значение шага равным 16 мм.

Определим длину одного нарезного участка:

Длину гладкого концевого участка можно определить из соотношения:

(18)

где: d_k - диаметр каната, мм;

Принимаем 63 мм.

По формуле (13) определим длину барабана:

Полученный барабан на 261 мм длиннее барабана, установленного на заводе - изготовителе. Для того чтобы сократить сроки реконструкции крана и тележки предлагаю увеличить диаметр барабана до 400 мм; сократить длину гладкого среднего участка до 120 мм; длину концевого главного участка оставить прежней.

По формуле (15) определим число рабочих витков:



Принимаем 32 витка

По формуле (14) определим длину одного нарезного участка:

По формуле (13) определим длину барабана

Полученная длина удовлетворяет габаритам заводского барабана, имевшего при диаметре 400 мм длину 1465 мм.

Определим толщину стенки барабана по формуле:

(19)

где: Dб - диаметр барабана, мм;

Принимаем 18мм

Определим диаметр барабана по дну канавок по формуле:

(20)

Где Dбо - диаметр барабана по дну канавок, мм;

Dб - диаметр барабана по центрам сечения витка каната, мм;

Dk - диаметр каната, мм;

Определим диаметр максимальной окружности, описываемой крайней точкой установки барабана:

(21)

где: Dб - диаметр барабана, мм;

Принимаем 500 мм.

Так как габаритные размеры барабанов совпадают, в целях сокращения времени реконструкции предлагаю использовать те же монтажные отверстия.

2.6 Расчёт мощности и выбор гидродвигателя

Выбор гидродвигателя осуществляем по крутящему моменту и рабочему объему. Определим конструктивные параметры гидромотора по формуле:

; (22)

Где q - объем рабочей камеры, см ;

T - момент на валу гидромотора, Нм;

Р - рабочее давление гидромотора, МПа; Принимаем давление равным 20 МПа, /4/

К - коэффициент К =1,05/1,15;/4/;

Определяем крутящий момент по формуле:

; (23)

Где G - вес поднимаемого груза, Н;

- диаметр барабана, м;

- кратность полиспаста;

Определяем вес поднимаемого груза по формуле:

; (24)

Где - масса номинального груза, кг;

- масса крюковой подвески, кг;

g - весовая постоянная, Н/кг;

G = (16000+314)·9,807 = 159991,39 Н

Т=

По формуле (22) определим рабочий объем гидромотора:

Выбираем гидромотор /4/; индекс типоразмера МР-4; индекс модели 2800 имеющий следующие параметры:

- рабочий объем, см 2780

- перепад давлений, МПа

Рабочий 21,0

Номинальный 25,0

Пиковый 32,0

- крутящий момент на валу, Н·м 8370

- верхний предел рабочей скорости вращения 170

- отдаваемая мощность, кВт 51,46

- общий КПД 0,85

- вес на 1см рабочего объема, кг 0,15

- диаметр выходного конца вала, мм 50

- момент инерции вращающихся масс, кг·м 1,0733

После выбора гидромотора уточним схему установки грузового барабана. Радиальный поршневой гидромотор имеет выходной конец вала цилиндрический или конусный. Поэтому для соединения вала гидромотора с валом барабана используем обычную зубчатую муфту с тормозным шкивом. То есть схема установки барабана будет иметь следующий вид:



Рисунок 9 - Схема установки грузового барабана 1 - Гидродвигатель; 2 - Соединительная муфта; 3 - Тормоз; 4 - Барабан

При этом, используя муфту с тормозным шкивом, получаем следующие преимущества: простота конструкции, удобство монтажа и обслуживания.

2.7 Подбор муфт

Для соединения валов гидродвигателя и барабана принимаем муфту зубчатую с тормозным шкивом МЗЛ-600 (3).

Проверим муфту по крутящему моменту:

; (25)

Где - крутящий момент двигателя, Н·м;

К - коэффициент режима работы, К=1,1; /3/;

Максимальный крутящий момент, передвигаемый муфтой равен 11800 Нм.

При выборе муфты должно выполняться условие:

Где - максимальный крутящий момент передаваемый муфтой, Н·м;

- расчетный крутящий момент, Н·м;

11800>10518,2

Условия выполняется.

Выбранная муфта имеет следующие характеристики:

- максимальный крутящий момент, Н·м 11800

- диаметр тормозного шкива, мм 600

- момент инерции, кг·м 8,13

- диаметр соединяемых валов, м (не более) 105

2.8 Подбор тормоза

Тормоз подбираем по тормозному моменту, определённому по формуле:

; (26)

Где коэффициент запаса торможения, 1,5

кутящий момент при торможении, Нм

; (27)

Где грузоподъёмность крана, кг;

диаметр барабана, м;

КПД привода;

кратность полиспаста;

U - передаточное число привода.

Данный тормозной момент развивают тормозы серии ТКП и ТКТГ, но в данном случае- диаметр тормозного шкива: 600 мм- они имеют большую массу и габариты. Поэтому предлагаю заменить стандартное тормозное устройство, имеющее следующую схему:

Рисунок 10 - Схема тормозного устройства 1 - гидроцилиндр; 2- тормозные колодки; 3- тормозной шкив

Определим минимальный диаметр шкива по формуле:

(28)

Где тормозной момент, Нм;

f - коэффициент трения на поверхности колодок. Принимаем равным f=0,42, /5/

допускаемое удельное давление для выбранного фрикционного материала. МПа; ,/5/

По формуле (28) получим:

Согласно нормальному ряду диаметров ближайшее значение-560 мм. Очевидно, что целесообразно тормозной шкив совместить с зубчатой муфтой (что было сделано ранее), при этом увеличится срок службы тормозного шкива, за счет снижения давления колодок на шкив.

Определим давление колодок на шкив по формуле:

; (29)

Где тормозной момент, Нм

D -диаметр тормозного шкива, м

f -коэффициент трения

Определим усилие замыкания пружины по формуле:

(30)

Где a; b; c- размеры тормоза, назначаемые конструктивно, мм.

а = 320мм; b = 630мм

N- давление колодок на шкив, Н;

По полученному значению усилия замыкания пружины проведем расчет пружины и определим ее параметры. Так как пружина имеет встроенное исполнение, то есть располагается внутри гидроцилиндра, то в начале определим основные размеры гидроцилиндра.

Определим фрикционный материал на износ по формуле:

 (31)

Где удельное давление, МПа

0,6-допускаемое давление, МПа

N-давление колодок на шкив, Н

угол обхвата колодкой шкива, рад

В-ширина колодки, м

-диаметр тормозного шкива, м

Определим ширину колодки по формуле:

(32)

Принимаем ширину тормозной колодки равной 200 мм.

По формуле (31) получаем удельное давление равным:

Выше указанное условие выполняется.

2.8.1 Расчёт гидроцилиндра

Определим конструктивные параметры гидроцилиндра по формуле:

; (33)

Где d-диаметр поршня, мм

F- усилие на штоке, Н

Р- рабочее давление в системе, Па

К-коэффициент потерь, 1,1-1,3; /4/;

Кроме этого, параметры гидроцилиндра определяем исходя из следующих технических характеристик:

- максимальная статическая нагрузка равна усилию замыкания пружины и составляет 14160 Н.

- максимальная скорость перемещения поршня составляет 0,5 м/сек.

- время разгона от 0 до 0,5м/с составляет 0,1 с.

Определим силу инерции в период разгона:

(34)

Где статическая нагрузка, Н

весовая постоянная, Н/кг

время разгона, с

максимальная скорость перемещения поршня, м/с

Общее усилие на поршне определим по формуле :

(35)

Где статическая нагрузка, Н

инерционная нагрузка, Н

Определим путь поршня до установившегося движения при постоянном ускорении:

, (36)

Где L-путь поршня, мм

-максимальная скорость, м/с

Определим диаметр силового цилиндра по формуле:

, (37)

Где Р - обще усилие на поршне, Н

р - рабочее давление в системе, Па

К - коэффициент потерь

По формуле (2,34) определим диаметр поршня:

Принимаем стандартный гидроцилиндр /4/, типа А1-80x45x25 ОСТ 22-1417-79,имеющий следующие характеристики:

- внутренний диаметр, мм 80

- диаметр штока, мм 45

- ход поршня максимальный, мм 25

- максимальное рабочее усилие, Н 44132

- рабочее, МПа 160

Определим площадь поршня по формуле:

(38)

где d- диаметр поршня, мм

2.8.2 Определение параметров пружины

Для надежного замыкания колодок и удержания груза пружина должна развивать усилие, равное 14160Н при условии, что внешний диаметр пружины будет равен 80 мм:

Для расчета пружины уточним некоторые исходные данные:

=14160 Н - сила пружины при рабочей деформации;

=80 мм - рабочий ход пружины;

=0,5 м/с - наибольшая скорость перемещения подвижного конца пружины;

=80 мм - наружный диаметр пружины;

Так как пружина предназначена для замыкания колодок тормоза, то есть испытывает циклическое и статическое нагружения, то по рекомендациям /6/, данная пружина относится ко второму классу пружин.

Определим силу пружины при максимальной деформации по формуле

(39)

Где - относительный инерционный зазор пружины сжатия, =0,050,25; /6/;

Исходя из вышеперечисленных условий, останавливается на витке со следующими данными (номер пружины 62) /6/:

- сила пружины при максимальной деформации, Н 15000,0

- диаметр проволоки, мм 16,0

- наружный диаметр пружины, мм 80

- жесткость одного витка, Н/мм 2452,5

- максимальная деформация одного витка, мм 6,116

- максимальное касательное напряжение при кручении, МПа 800

Определим критическую скорость, м/с, по формуле:

, (40)

Где максимальное касательное напряжение кручения, МПа;

усилие замыкания, Н;

сила пружины при максимальной деформации, Н

Проверим принадлежность пружины ко второму классу чрез условие соударения витков пружины:

Итак:

Очевидно, что соударения витков не происходит - 0,09<<1

Определим жесткость пружины по формуле:

,(41)

Где G - модуль сдвига, МПа; для пружинной стали: , [6];

d - диаметр проволоки, мм;

Определим число рабочих витков пружины по формуле:

(42)

Где c₁ - жёсткость одного витка, Н/мм;

витков

Уточним жёсткость пружины по формуле:

(43)

При полутора нерабочих витков полное число витков находим по формуле:

n₁=n+n₂; (44)

где: n₂=1.5- число опорных витков, шт.;

n₁=15.5+1.5=17 витков

Определим средний диаметр пружины по формуле:

D=D1-d , мм (45)

где: D1- наружный диаметр пружины, мм;

d - диаметр проволоки, мм;

D=80-16=64

Определим предварительную деформацию пружины по формуле:

; (46)

Где F₁- сила пружины при предварительной деформации, Н. Принимаем 20Н;

Определим рабочую деформацию пружины, мм;

(47)

Определим максимальную деформацию пружины по формуле:

(48)

где: F3- сила пружины при максимальной деформации, Н;

Определим длину пружины при максимальной деформации по формуле:

l₃=(n₁+1-n₃)·d, (49)

где: n3- число обработанных витков пружины;

l₃=(17+1-1.5)*16=264

Определим длину пружины в свободном состоянии по формуле:

l_o= l₃+S₃, мм (50)

l_o=264+94.8=358.8

Определим длину пружины при предварительной деформации по формуле:

l₁= l_о-S₁, мм (51)

l₁= 358.8-0.12=358.68

Определим длину пружины при рабочей деформации:

l₂= l_о-S₂, мм (52)

l₂= 358.8-89.49=269.31

Определим шаг пружины в свободном состоянии по формуле:

(53)

Где - максимальная деформация одного витка, мм;

3. Расчёт механизма передвижения тележки

3.1 Исходные данные и выбор схемы механизма

Для возможности расчёта механизма передвижения тележки необходимы следующие исходные данные:

m = 16000 кг - грузоподъёмность крана;

V = 32 м/мин - скорость передвижения тележки;

ПВ = 15% (лёгкий) - режим работы.

На реконструируемом кране применена схема с боковым расположением привода. Данная схема исключает трудоёмкую работу по выверке и центровке редуктора и не требует устройства специальных опор площадок под редуктор на раме тележке.

Недостаток нецентрального расположения привода - неодновременность начала движения приводных колёс, так как крутящий момент выходного вала редуктора сначала передаётся на ближайшее к нему колесо и только после того, как трансмиссионный вал закрутится на угол, определяемый его крутильной жёсткостью и передаваемый крутящий момент, приводит во вращение второе приводное колесо. Так, при колее тележки два метра и при угле закручивания вала на на один метр, второе колесо начинает движение после того, как первое колесо пройдёт путь, равный 4.4 мм. Боковые зазоры в зубчатых муфтах ещё более увеличивают этот путь. Запаздывание начала движения одного из приводных колёс приводит к перекосам тележки при пусках и торможениях, и может являться одной из причин интенсивного износа ходовых колёс. Кроме того, при ремонте механизма с боковым расположением редуктора, заменить приводные колёса гораздо труднее.

Поэтому, в связи с установкой гидропривода механизма подъёма предлагаю гидрофицировать и механизм передвижения тележки. Применив при этом раздельный привод.

В связи с тем, что скорость передвижения тележки относительно невысокая - 32 м/мин, то данный механизм можно не оснащать тормозом, то есть скорость её составляет 0.53 м/сек. Тормозами же оборудуются «машины (тележки), предназначены для работы в помещениях на надземном рельсовом пути, перемещаются со скоростью более 0.53 м/сек» [1].

Кинематическая схема привода имеет следующий вид:

Рисунок 11 - Кинематическая схема механизма передвижения тележки 1 - двигатель; 2 - муфта; 3 - колесо

3.2 Подбор ходовых колёс

Подбор ходовых колёс производится по трём параметрам: максимальной нагрузке на колёса, скорости передвижения и режиму работы механизма. Максимальную нагрузку на колёса тележки следует определять с учётом коэффициента неравномерности нагружения колёс, равным 1.1; [1].

Максимальную статическую нагрузку на одно колесо определяем по формуле:

(60)

Где - вес номинального груза, Н;

- вес тележки, Н.

Вес груза определяем по формуле:

(61)

Где m - масс груза, кг;

g - весовая постоянная, Н/кг.

Вес тележки определим по формуле:

(62)

Где -масса тележки, кг.

По рекомендациям [1] принимаем крановое колесо типа К2Р ГОСТ 7173-54. Колёса оставляем без изменений.

Так как ходовые колёса тележек входят в состав сборочных единиц, называемых «колёсными установками», то по рекомендациям [1] принимаем колёсные установки стандартные: приводную установку К2РП-320 ОСТ 24.090.09-75 исполнения 1; и не приводную установку К2РН-320 ОСТ 24.090.09-75, имеющую следующие параметры:

- диаметр колеса, мм 320

- диаметр конца вала, мм 55

- масса приводного колеса, кг 80.72

- ширина дорожки катания, мм 80

- масса неприводного колеса, кг 77.16

- форма поверхности катания коническая

- тип подшипника радиальный роликовый сферический двухрядный с симметричными роликами

3.3 Определение сопротивлений передвижению

Сопротивление передвижению тележки определяется по формуле:

(63)

Где - коэффициент, учитывающий трения реборд колеса о головку рельса, =2.3,[5];

- диаметр колеса, м;

m_об - общая масса груза и тележки, кг;

- коэффициент трения качения колеса по рельсу, =0.12, [5];

F - коэффициент трения в подшипниках колёс, f=0.015, [5];

d - диаметр цапфы, м.

Общую массу определим по формуле:

m_об=m_т+m (64)

где m_т- масса тележки, кг;

m- масса груза, кг.

Диаметр цапфы ориентировочно определим по формуле:

(65)

Принимаем диаметр цапфы равным 0.071м.

m_об =2238+16000=18238

3.4 Расчёт мощности и подбор гидродвигателя

Определим мощность двигателя, необходимую для преодоления сопротивлений передвижению по формуле:

(66)

Где W- сопротивление перемещению тележки, Н;

V- скорость передвижения тележки, м/с;

- КПД привода, 0.8.

Определим частоту вращения вала двигателя. Учитывая, что применяем безредукторный привод; следовательно частота вращения двигателя будет равняться частоте вращения колеса определяемой по формуле:

(67)

Где V- скорость передвижения тележки, м/с;

D_к- диаметр колеса, м.

Определим крутящий момент на валу гидродвигателя:

 (68)

Где -мощность двигателя, кВт;

- частота вращения вала двигателя, .

Так как для привода механизма передвижения нами принято разделённый привод, то крутящий момент приходящийся на один гидромотор определим по формуле:

, (69)

Где 0,5-0,6 - коэффициент, учитывающий возможную неравномерность нагружения двигателей.

Принимаем средний крутящий момент 615 Нм. Исходя из этого определим объём рабочей камеры гидромотора по формуле(22):

По рекомендациям [9] принимаем высокомоментный гидродвигатель типа МР…V/250- МР-250/250, имеющую следующие характеристики:

- рабочий объём, 250

- давление на выходе, МПа

Номинальное 25

Максимальное 32

- номинальный перепад давлений, МПа 25

- частота вращения,

Минимальная 5

Номинальное 480

Максимальное 600

- номинальный расход, м/мин 127

- крутящий момент, Нм

Номинальное 940

Страгивания 880

- номинальная полезная мощность, кВт 46

- КПД при номинальных параметрах, %

Гидромеханический 90

Полный 95

- допускаемая частота реверса, об/мин 8

- момент инерции вращающихся масс, 0.00931

- масса гидромотора, кг 86

3.5 Подбор муфт

Для соединения валов гидродвигателя и ходовых колёс принимаем зубчатую муфту МЗП-185 ГОСТ 5006-55 [10]; проверим муфту по крутящему моменту, который определяется по формуле (25):

Н·м

Максимальный крутящий момент, передаваемый муфтой равен: 1400 Нм; выбранная муфта имеет следующие характеристики:

- максимальный крутящий момент, Н·м 1400

- диаметр соединяемых валов, не более, мм 60

- момент инерции, 0,21

- масса, кг 14,3

3.6 Определение тормозного пути

Так как механизм передвижения тележки разрешено не оборудовать тормозом, необходимо узнать путь, на котором происходит остановка тележки. Этот путь определяется по формуле:

(70)

Где V- скорость перемещения, ;

j_max- максимально допустимое замедление, .

(71)

где a- число приводных колёс;

b- число не приводных колёс;

- коэффициент сцепления колёс с рельсом, 0.12, [5];

- коэффициент трения в подшипниках, 0.015, [5];

d- диаметр цапфы, м;

D_k- диаметр ходового колеса, м;

- коэффициент трения качения колеса по рельсу, , [5];

P_b- ветровая нагрузка.

Определим тормозной путь, считая движение при торможении равнозамедленным:

Определим время остановки по формуле:

(72)

3.7 Проверка на сцепление ходовых колёс с рельсом

Если выбранный двигатель оказался слишком мощным, то в процессе пуска может произойти пробуксовывание колёс относительно рельса. Это явление нежелательно; чтобы его избежать, необходимо создать между колесом и рельсом достаточные силы сцепления.

Проверку на сцепление ходовых колёс с рельсом осуществляем по формуле

(73)

Где К_сц - расчётный коэффициент запаса сцепления;

1,2 - принятый запас сцепления;

j_п - ускорение пуска.

Ускорение пуска зависит от времени пуска и при равноускоренном движении определяем его по формуле

(74)

где V- скорость подъёма груза, м/мин;

t_п - время пуска, с;

Время пуска определяем по формуле

(75)

Где - средний пусковой момент, Н*М;

- момент сопротивления движению тележки без груза, Нм;

m- масса тележки, кг;

D_б- диаметр колеса, м;

n_дв- частота вращения вала двигателя, ;

U_р- передаточное число редуктора;

- КПД привода;

К=1.1-1.2 - коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся деталей механизма, исключая ротор и приводную муфту;

- суммарный момент инерции вращающихся частей на первом валу, .

Определим момент сопротивления движению тележки без груза по формуле:

(76)

В качестве среднего пускового момента принимаем момент при страгивании гидродвигателя: 880 Нм.

Определим время пуска:

Определим ускорение пуска:

Очевидно, что установленные гидродвигатели являются излишне мощными. Предлагаю ограничить момент двигателя пускорегулирующей аппаратурой.

4. Расчет механизма передвижения крана

4.1 Исходные данные и выбор схемы механизма

В качестве исходных данных для расчета механизма крана принимают:

m = 16,0 т. - грузоподъемность крана;

V = 72,0 м/мин - скорость передвижения крана;

ПВ = 15% (легкий) - режим работы механизма;

L = 22,5м - пролет крана.

На реконструированном кране применена схема механизма передвижения крана с бестрансмиссионным приводом, то есть индивидуальным приводом.

По рекомендациям, данная схема является не совсем рациональной: большое количество соединительных муфт, большие габариты и масса привода; применение громоздкого и дорогостоящего редуктора; достаточно трудоемкий процесс установки и проверки сопрягаемых узлов; нерациональность схемы передачи силового потока.

Учитывая все вышеперечисленное, предлагаю ввести мотор - редукторную схему:

1. Мотор-редуктор;

2. Тормоз;

3. Соединительная муфта;

4. Ходовое колесо.

Рис 12. Кинематическая схема механизма передвижения крана.

Данная схема имеет следующие преимущества: компактность, рациональность силовой схемы, простота монтажа и выверки узлов.

4.2 Подбор ходовых колес

Подбор ходовых колес производится по трем параметрам: максимальной нагрузке на колесо, скорости передвижения и режиму работы крана. В мостовых кранах, в связи с передвижением тележки с грузом вдоль моста крана, нагрузка на колеса является величиной переменной. Для определения максимальной нагрузки на колесо мостового крана помещаем тележку с грузом в одно из крайних положений:

Рисунок 13 - Схема нагружения крана

Где максимальная нагрузка на колесо, Н;

- минимальная нагрузка на колесо ,Н;

- вес тележки, Н;

- вес груза, Н;

- вес моста, Н;

Определим максимальную нагрузку на колесо:

? (77)

Полученная нагрузка равномерно распределена между двумя колесами. Определим нагрузку на одно колесо с учетом коэффициента неравномерности

, (78)

По рекомендациям /1/ принимаем крановое колесо типа К2Р ГОСТ 3569 - 74 диаметром 500 мм. При этом рекомендуемый подкрановый рельс: КР 70 ГОСТ 4121 - 76 с выпуклой головкой.

По рекомендациям /1/ выберем колесные установки стандартные: установку приводную К2РП - 500 ОСТ24.090.09 - 75; исполнения 1 и неприводную К2РН - 500 ОСТ 24.090.09 - 75, имеющую следующие харктеристики:

- диаметр колеса, мм 500

- диаметр конца вала, мм 80

- ширина дорожки катания, мм 100

- масса приводного колеса, кг 310,73

- масса неприводного колеса, кг 295,89

- форма поверхности катания коническая

- тип подшипника радиальный роликовый сферический двухрядный с симметричными роликами.

4.3 Определение сопротивления передвижению

Сопротивление передвижению крана определяем по формуле:

 (79)

где: - общая масса крана и груза, кг;

Где - масса крана, кг;

- масса груза, кг;

- коэффициент трения реборд колеса о головку рельса, К_р =1,2 /5/;

f - коэффициент трения в подшипниках колес, f = 0,02, /5/;

µ = коэффициент трения качения колеса по рельсу, µ = 0,6, /5/;

диаметр колеса, м;

d - диаметр цапфы, м;

(80)

Принимаем диаметр цапфы равным 0,125 мм;

4.4 Расчет мощности и подбор мотор - редуктора

Мощность двигателя для преодоления сопротивлений передвижению определяем по формуле

(81)

где: V - скорость передвижения крана, м/с.

з - КПД привода. Ориентировочно - 0,9, /3/;

Так как привод механизма состоит из двух раздельных мотор-редукторов, то мощность каждого определяем по формуле:

(82)

Подбор мотор-редуктора производим, также по такой величине, как частота вращения выходного вала, которую определяем через частоту вращения колеса, определяемую по формуле

(83)

где - диаметр колеса, м;

V - скорость передвижения крана, м/мин;

Принимаем мотор - редуктор типа МП₃2 ГОСТ 21356 - 75:

МП₃2 - 63, /1/, имеющего следующие характеристики:

- номинальная мощность, кВт 5,50

- номинальная частота вращения выходного вала, мин-¹ 45

- допустимый вращающий момент на выходном валу, Н*м 1000

- тип электродвигателя 4А112М4Р3

- частота вращения электродвигателя, мин-¹ 1450

- диаметр конца выходного вала, мм 55

- масса мотор - редуктор, кг 147

Очевидно, что применение мотор - редуктора вместо обычной схемы позволяет снизить вес привода почти в три раза, и тем самым снизить стоимость реконструкции.

4.5 Подбор муфты

Для соединения валов мотор - редуктора и колеса принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП-320. Проверим муфту по крутящему моменту, по формуле:

(84)

Где К - коэффициент режима работы, К=2,25, /3/;

- крутящий момент на валу муфты, Н*М;

- максимальный крутящий момент, передаваемый муфтой, Нм 4000

- момент инерции муфты, кг·м^2; 0,514

- масса, кг 13,3

4.6 Расчет тормозного момента и выбор тормоза

Тормозной момент, по которому подбирается тормоз механизма передвижения, должен быть таким, чтобы обеспечить остановку крана на определенном тормозном пути.

С другой стороны, он не должен быть слишком большим, иначе в процессе торможения может произойти пробуксовывание колес относительно рельса. Поэтому максимальный тормозной момент определяется из условия достаточного сцепления ходовых колес с рельсом.

Максимально допустимое значение, при котором обеспечивается заданный запас сцепления колес с рельсом, равный 1,2; для механизмов передвижения мостовых кранов /3/, определяем по формуле (10):

Принимаем движение при торможении равнозамедленным, получим минимальное время торможения по формуле (11):

Зная время торможения, определим необходимый тормозной момент по формуле:

(85)

Где - общая масса крана, кг;

- диаметр ходового колеса, м;

- частота вращения двигателя, мин-¹ ;

- передаточное число редуктора;

з - КПД привода;

(?J)I - суммарный момент инерции;

(?J)I = (86)

Где момент инерции ротора, кг*м² ;0,040. /10/;

- момент инерции муфты и тормозного шкива: 0,095 кг*м² , /3/;

( ?J)I = 0,040+0,095=0,135 ;

Определим диаметр тормозного шкива по формуле (28):

По рекомендациям /1/ принимаем тормозной шкив диаметром 200 мм исполнения II ОСТ24.290.06-75; имеющий следующие характеристики:

- диаметр тормозного шкива, мм 200

- ширина тормозного шкива, мм 95

- диаметр вала, мм 42

- масса, кг 9,2

По определенному тормозному моменту принимаем тормоз ТКГ - 200, имеющего следующие характеристики /11/:

- номинальный тормозной момент, Н*М 250

- диаметр тормозного шкива, мм 200

- ход толкателя, мм 32

- отход колодки, мм 1,0

- тип толкателя, ТГМ-25

- масса, кг 37,6

4.7 Проверка на сцепление ходовых колес с рельсом

Проверку на сцепление ходовых колес с рельсом осуществляем по условию (3.13); ускорение пуска определяем по формуле (3.14); для этого по формуле (3.15) определим время пуска; по формуле (3.16) определим момент сопротивления движению крана без груза:

Определим средний пусковой момент по формуле

(87)

Где - номинальный момент двигателя, Нм;

Определим номинальный момент по формуле:

(88)

Где - мощность двигателя ,кВт;

- частота вращения вала двигателя, мин -¹ ;

Условие К_сц?1,2 выполняется, пробуксовка ведущих колес крана исключена.

4.8 Проверка электродвигателя по условию пуска

Полученное значение времени пуска может удовлетворять условию сцепления ходовых колес с рельсом, но не удовлетворять условию пуска электродвигателя.

Осуществим проверку двигателя по условию пуска, которое записывается:

(89)

Где [f] - допустимый коэффициент перегрузки,

[f] = 2,0; /10/;

- пусковой момент двигателя, Нм.

(90)

1,409<2

Условие f < [f] выполняется. По условию пуска электродвигатель подходит.

5. Прочностные расчеты механизмов

5.1 Расчет механизма подъема груза на прочность

5.1.1 Расчет вала барабана на прочность

Для расчета вала барабана на прочность нам необходимы следующие исходные данные:

Р = = 20609 Н - нагрузка на вал;

а = 180 мм=0,18 м;

b = 70мм=0,07м;

с = 1430 мм = 1,43 м;

d = 70 мм = 0,07 м.

Рисунок 14. Схема нагружение вала.

Все размеры нами назначены конструктивно (из аналогов). Составляем расчетную схему:

Определим реакцию опоры «А»:

?м(Fyi)_B = 0;

R_А (b+c+d)-P₁(c+d) - d = 0; (91)

R_А = (0,07+1,43+0,7) - 20609(1,43+0,7) - 20609*0,7 = 0;

1,57 R_А -30913,5-1442,63=0

1,57 R_А 32356,13

R_А =20609Н.

Реакция опоры «В» будет равна:

R_В = 20609Н

Проверка: ?yi = 0;

R_А - Р₁ - Р₂ = 0; (92)

20609-20609-20609+20609=0

Реакции опор определены верно.

Определим изгибающие моменты:

М_I = 0

М_II= R_{А * X II}==1442.63 Нм

М₄ = R_{В *} x ₄= =1442,63 Нм

Строим эпюру изгибающих моментов.

Строим эпюру крутящих моментов:

= 8000Н*М;

По картинкам эпюр видно, что наиболее нагруженное сечение вала расположено вблизи опоры «А» под ступицей барабана, где максимальны крутящий и изгибающий моменты. Необходимо определить в этом месте требуемый диаметр, который находим по формуле:

; (93)

Где - приведенный момент ,Н*м;

_и - допустимое напряжение изгиба, _и = 65/75 МПа /3/;

Приведенный момент определим по формуле:

; (94)

Где - изгибающий момент, Нм;

- крутящий момент, Нм;

- коэффициент приведения, = 0,75, /3/.

Полученное значение в соответствии с требованиями ГОСТа 6636 - 69 округляем до ближайшего значения из ряда диаметров: dтр - = 100 мм. Это максимальный диаметр, исходя из этого назначаем другие диаметры, которые должны быть меньше.

5.1.2 Уточненный расчет вала барабана

Уточненный расчет вала барабана выполняется как проверочный для определения расчетного коэффициента запаса прочности в опасном сечении вала.

В качестве опасных примем следующие сечения: под первой ступицей барабана (сечение ослаблено шпоночным пазом); переход из одного диаметра к другому (конденсатор напряжения - галтель); необходимо определить общий коэффициент запаса прочности. Его определяют по формуле:

(95)

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяем по формуле:

, (96)

где -₁ - предел выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба, МПа;

- коэффициент концентрации напряжений при изгибе;

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности, = 0,9/1,0, /10/;

- масштабный фактор для нормальных напряжений, = 0,70 /10/;

- амплитуда циклов нормальных напряжений;

- коэффициент для стали, 0,10 /10/;

- среднее напряжение нормальных напряжений;

Принимают:

для углеродистых сталей

-₁ = = 266,6МПа (97)

где: - предел прочности ,МПа, в = 620 МПа /14/;

 = ; (98)

(99)

где: - изгибающий момент, Н*м;

- осевая сила, действующая на вал, Н;

d - диаметр сечения, мм;

W - момент сопротивления изгибу;

W = d³ / 32; (100)

Получаем:

W = = 98,17 см³

= 1469,5 Н/см² = 14,7 МПа

По формуле (5.6) определим:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определим по формуле:

; (101)

Где - предел выносливости материала вала при симметричных циклах кручении

К - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении;

- масштабный фактор касательных напряжений;

; (102)

Где Т - крутящий момент, м;

- момент сопротивления кручению;

= d³ /16 (103)

Итак, для сечения со шпоночной канавкой общий коэффициент запаса прочности равен:

Для обеспечения прочности вала необходимо, чтобы коэффициент запаса прочности был не менее 1,7. Очевидно, что прочность вала в этом сечении обеспечена.

Определим коэффициент прочности для участка вала с гаптелью.

По формуле (5.6) определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

По формуле (4.11) определим коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

По формуле (5) определим общий коэффициент запаса прочности:

Очевидно, что и в этом случае прочность вала будет обеспечена.

5.1.3 Подбор подшипника

Подшипник подбираем по основным критериям работоспособности - динамическая грузоподъемность, статическая грузоподъемность и долговечность. Для возможности компенсации неточности установка корпусов подшипников, а также прогиба вала, принимаем радиальный сферический двухрядный шарикоподшипник (самоустанавливающийся) ГОСТ 5720-75 №1320, средней серии, имеющего следующие характеристики:

- диаметр вала, мм 100

- наружный диаметр подшипника, мм 215

- ширина, мм 47

- динамическая грузоподъемность, кН 143,0

- статическая грузоподъемность, кН 72,0

Номинальную долговечность определяем по формуле:

; (104)

где n - частота вращения, мин -¹;

С - статическая грузоподъемность, Н;

р - показатель степени, р = 3, /10/;

L - номинальная долговечность, час;

Р - эквивалентная нагрузка, Н;

; (105)

где: - максимальная реакция опоры, Н;

V - коэффициент вращения, V = 1 , /10/;

коэффициент неравномерности нагрузок,

= 1,2, /10/;

- температурный коэффициент, К₇ = 1,05 , /10/;

Р= = Н;

Очевидно, что долговечность подшипника излишняя. Рекомендуется заменить подшипник легкой серии, имеющий следующие характеристики:

- диаметр вала, мм 100

- наружный диаметр подшипника, мм 180

- ширина, мм 34

- динамическая грузоподъемность, кН 68,9

- статическая грузоподъемность, кН 40,5

Выбранный нами подшипник имеет долговечность равную:

5.1.4. Расчет барабана на прочность

Проектным расчетом барабана на прочность является расчет его стенки на сжатие. Найденную по формуле (1.20) толщину стенки - равную восемнадцати миллиметрам - проверим на изгиб и кручение.

Проверим стенку на сжатие по формуле:

; (106)

где: - напряжение сжатия, МПа;

- максимальное натяжение каната, Н;

t - шаг нагрузки, мм;

б - толщина стенки, мм

- допустимое напряжение сжатия, cж = 280 МПа, /14/;

71,560 280

Условие сжатия выполняется.

Проверка стенки барабана на изгиб и кручение ведется по условию:

; (107)

где: - приведенный момент в расчетном сечении барабана, Н*м;

W - момент сопротивления сечения, см³;

- допускаемое суммарное напряжение, Мпа;

; (108)

где: - наружный диаметр барабана, см;

- внутренний диаметр барабана, см;

; (109)

где: б - толщина стенки, см;

= 35,2 МПа = 150 МПа;

Условие выполняется. Барабан прочный.

6. Разработка гидропривода мостового крана

6.1 Исходные данные и выбор схемы

Для расчета гидропривода необходимы следующие данные об исполнительных двигателях:

гидроцилиндр тормоза механизма подъема:

- усилие на штоке, Н 21380

- скорость перемещения штока, м/с 0,5

- рабочее давление, МПа 25,0

- ход штока, мм 25,0

гидромотор механизма подъема груза:

- крутящий момент на валу, Нм 9000

- частота вращения вала, мин-¹ 6

- рабочее давление, МПа 25,0

гидромоторы механизма передвижения тележки (два):

- крутящий момент на валу, Нм 615

- частота вращения вала, мин^-1 37,8

- рабочее давление, МПа 25,0

Минимальная температура окружающего воздуха - t_min = 16⁰ С; рабочая температура масла - t_раб = 50⁰ С. Циркуляцию рабочей жидкости принимаем по комбинированной (полузамкнутой) схема: гидромоторы механизма в передвижения тележки и подъема груза работают по замкнутой схеме циркуляции - реверс двигателей отрабатывается золотниками, - а гидроцилиндр размыкания - по незамкнутой. При этом насос питания гидроцилиндра является подпиточным для насоса замкнутого контура.