кран с лапами. Введение 2 Общие схемы крана, описание устройства, конструкция, работа 3
 Скачать 2.58 Mb.
|
n2Mx L1 2Mвт L1 2My ; (2.8.3.1) L2 где L1=5,34 (м), L2=5,7 (м) см. рис. 2.4.1.1. Мх=20,75 (кН·м); (см. разд. 2.7.3) Мy=27,14 (кН·м); Мвт=4,1 (кН·м); Нагрузка на первое приводное колесо P = 45 9,81 2 20,75 2 4,1 2 27,14 =91,5 (кН); к.пр.1 4 5,34 5,34 5,7 Нагрузка на второе приводное колесо P = 45 9,81 2 20,75 2 4,1 2 27,14 =110,6 (кН); к.пр.2 4 5,345,345,7 Расчет будем вести для менее нагруженного колеса. По формуле 2.7.3.5 Fсц.0=0,2·91,5=18,3 (кН). По формуле 2.7.3.3 Тсц.0=18,3·0,56/2=5,13 (кН·м); С учетом динамики нагружения трансмиссионного вала значение Тдин.р может быть определено по формуле (см. форм. 4.29 [8])  Тдин.р≈Тдв·kм.р(1+), (2.8.3.2) где Тдв среднепусковой момент двигателя, уменьшенный на момент сил инерции вращающихся частей механизма и приведенный к оси колеса; kм.р коэффициент, учитывающий соотношение масс в механизме при разгоне; c коэффициент жесткости тихоходного участка трансмиссии; φ угловой зазор в муфтах трансмиссионного вала; Му0=0,009 (кН·м) (см. 2.4.7.3); Ттр0=0,087 (кН·м) (см. форм. 2.4.7.2); Тст.р.о=87-9=78 (Н·м); Сила сопротивления приведенная к задней оси: Тст.р.о1к=78/2=39 (Н·м); По формуле 2.8.1.4 45 0,562 2 Jпост.р.о= 4 252 0,9 =0,0063 (т·м ); (см. 8.1); Jмех.р.о=2,4+6,3/2=5,55 (кг·м2); По формуле 2.7.3.9 εр.о≈ 285 39 =44,32 (с-2); 5,55 По формуле 2.7.3.8 Тин.вр=2,4·44,32=106,4 (Н·м); По формуле 2.7.3.7 Тдв=(285-106,4)·25·0,9/1000≈4 (кН·м); [8]): Коэффициент, учитывающий соотношение масс в механизме при разгоне (см. форм. 4.40 kм.р=Jпост.р.о/Jмех.р.о; (2.8.3.3) kм.р=6,3/2·5,55=0,56; Коэффициент жесткости тихоходного участка трансмиссии с учетом податливости зубьев, подшипников, шпоночных соединений и муфт можно определить по соотношению: c≈0,3cтр.в; (2.8.3.4) где cтр.в условный коэффициент жесткости трансмиссионного вала, рассчитанный в предположении, что вал имеет один диаметр на всем расстоянии от тихоходного зубчатого колеса редуктора до ходового колеса, соединительных муфт нет и зубчатое и ходовое колеса выполнены заодно с валом. cтр.в=Gупр·Jтр.в/lуч, (2.8.3.5) где Gупр модуль упругости второго рода; для стали Gупр=7,943·104 Мпа; Jтр.в полярный момент инерции поперечного сечения вала; lуч длина трансмиссионного вала; по аналогии с предыдущими конструкциями lуч=5 м. Jтр.в=πd 4/32, (2.8.3.6) тр.в где dтр.в диаметр трансмиссионного вала. Значение dтр.в (мм) можно определить из расчета на кручение. Для круглого сплошного вала  (2.8.3.7)Полярный момент сопротивления сечения Wρ= Тст. max , (2.8.3.8) где Тст.max максимальный статический момент на валу, кН·м; [ ]=0,03ζв допускаемое напряжение кручения, МПа; ζв предел текучести материала, Мпа. В качестве материала используется сталь 45 с ζв=834 Мпа. Тст.max= Mмзт=0,5·Мдвmax·iр·ηр·k1·k2; Тст.max=0,5·0,638·25·0,92=7,34 (кН·м); [ ]=0,03·834=25,02 (Мпа); По формуле 2.8.3.8 7,34 103 -3 Wρ= 25,02 106 =0,29·10  По формуле 2.8.3.7(м3);  =0,113 (м);Принимаем из ряда стандартных значений dтр.в=120 (мм). По формуле 2.8.3.6 Jтр.в=3,14·0,124/32=20,35·10-6 (м4); По формуле 2.8.3.5 cтр.в=7,943·1010·20,35·10-6/5=32,33·104; По формуле 2.8.3.4 c=0,3·32,33·104=9,7·104; Угловой зазор в муфтах трансмиссионного вала (см. форм. 4.43 [8]) φ=0,4π/z, (2.8.3.9) где z число зубьев муфты; z=48; φ=0,4·3,14/48=0,03. По формуле 2.8.3.2 Тдин.р=4000·0,56(1+  )=5636 (Н·м);Момент от силы трения, приведенная к колесу Ттр.о.к=Wтр·Dк/4=7,28·0,56/4=1,02 (кН·м); Момент от уклона, приведенный к колесу Ту.о.к=Wук·Dк/4=0,88·0,56/4=0,125 (кН·м); По формуле 2.7.3.2 kсц= 5,13 5,636 0,125 1,02 =1,1; Расчитаем запас сцепления второго колеса По формуле 2.7.3.5 Fсц.0=0,2·110,6=22,12 (кН). По формуле 2.7.3.3 Тсц.0=22,12·0,56/2=6,19 (кН·м); По формуле 2.7.3.2 kсц= 6,19 5,636 0,125 1,02 =1,3. kсц≥[k]. Необходимый запас сцепления, при разгоне тележки без груза, обеспечивается. Проверка на отсутствие ―юза‖ Тормозной момент, кН∙м (см. табл. 2.4.7.1); Тт=22 (Н∙м); Передаточное число редуктора (см. табл. 2.4.5.1); iр=25 КПД (см. форм. 2.8.1.1) η=0,9 Ттк=0,022∙25/0,9=0,61 (кН∙м). Движение ―юзом‖ не возникнет, если Тсц0≥Ттк; (2.7.4.2) где Тсц0=5,13 (кН∙м) момент сил сцепления колеса с рельсом (см. форм. 2.7.3.3.). Поскольку возможно движение юзом при торможении порожней тележки, необходимо отрегилировать тормоз на меньший тормозной момент. По условию 2.7.4.2 5,13>0,61. Движения ―юзом‖ не будет. Полный расчет механизма подъема Расчет барабана Расчет обичайки барабана Толщина стенки для стальных барабанов исходя из условий технологии изготовления литых барабанов δп=0,01Dб0+0,03; (3.1.1.1) где Dб0 =710 (мм) диаметр барабана по дну канавок (см. форм. 2.1.3.2) δп=0,01∙710+0,03=7,13 (мм); Принимаем δп=10 (мм). Толщину цилиндрической части барабана определяют по зависимости (см. форм. 5.3 [8]) δ=1,07ψ Smax , (3.1.1.1) t сж где ψ коэффициент, учитывающий влияние деформации стенки барабана и каната; Smax наибольшее статическое натяжение каната, кН; t расстояние между соседними витками каната, м; [ζ]сж допускаемое напряжение, МПа (см. табл. 5.1 [8]). Ψ=1 1 EкFк 2 Et , (3.1.1.2) б где Eк модуль упругости каната. Для шестипрядных канатов с органическим сердечником Eк=88260 МПа; Fк площадь сечения всех проволок каната (см. табл. V.2.3 [7]); Fк=325,42 мм2; Eб модуль упругости стенки барабана; для литых стальных барабанов Eб=186300 МПа; δ приближенно принимается равной δп. Материал барабана сталь ВСт3сп, для этой марки стали и режима нагружения М6 [ζ]сж=127,5 МПа. Расчет толщины стенки барабана ведем по максимальному усилию, возникающему в канате механизма подъема. Сделаем допущение, что груз подвешен только на канатах механизма подъема, а канаты механизма управления лапами при подъеме не натянуты. |