1 = рот + муф - момент инерции ротора двигателя и муфты, кг*м2; до подбора муфты можно принимать 1 = (1,4...2,0) * рот .
Момент инерции ротора берем из справочника /16/.
рот = 0,021 кг*м2
Момент инерции ротора двигателя и муфты будет равен:
1 = 1,7 * 0,021 = 0,0357 кг*м2
Определяем момент сил инерции на оси поворота крана при торможении по формуле 3.5.2.10.:
Определяем момент Мк.торм по формуле 3.5.2.9.:
Мк.торм = 5481 + 3120,6 - 983,8 = 7617,8 Н*м
Эквивалентный момент на зубчатом колесе с допустимой погрешностью определяется по формуле /4/:
Мк.экв = 1 * М3к.пуск + 2 * М3к.уст + 3 * М3к.торм (3.5.2.11.)
Мк.экв = 0,395*103603 + 0,481*(3168,2)3 + 0,123*(7617,8)3 = 7983,7 Н*м
Эквивалентный момент на шестерне последней открытой передачи определяется по формуле /4/:
Мш.экв = Мк.экв / (uо.п. * о.п.), (3.5.2.12.)
где о.п. - КПД открытой зубчатой передачи (о.п. = 0,95).
Мш.экв = 7983,7 / (10 * 0,95) = 840,4 Н*м
Эквивалентный момент на червяке определяется по формуле /4/:
Мч.экв = Мк.экв / (uм * м) (3.5.2.13.)
Мч.экв = 7983,7 / (400 * 0,7) = 28,5 Н*м
3.5.3. Выбор червячного редуктора.
В механизме поворота крана за расчетную рабочую нагрузку принимают эквивалентный момент на червяке (Мч.экв , Н*м).
Расчетная мощность на быстроходном валу редуктора определяется по формуле /4/:
Nрасч = Мч.экв * n1 / 9550 (3.5.3.1.)
Nрасч = 28,5 * 800 / 9550 = 2,4 кВт
Выбор необходимого типоразмера редуктора проводят по условию /4/:
К * Nрасч Nред. табл * (n1 / nвл), (3.5.3.2.)
где nвл - частота вращения червяка, об/мин;
n1 - частота вращения ротора электродвигателя, об/мин;
К - коэффициент, принимаемый в зависимости от режима работы; при режиме работы - легкий К = 0,40 /4/.
По табл. 6. /4/ выбираем Чог-125.
Техническая характеристика: nвл = 1000 об/мин; Nред = 2,8 кВт; ред = 0,74.
Габаритные и присоединительные размеры редуктора Чог-125 показаны в табл. 7. /4/.
Проверяем по условию 3.5.3.2.:
0,4 * 2,4 2,8 * (800 / 1000)
0,96 2,24
Этот редуктор нас удовлетворяет.
3.5.4. Расчет открытой зубчатой передачи.
Расчет открытой зубчатой передачи производится по той же методике, что и при механизме подъема груза.
uо.п. = 10 - передаточное число открытой зубчатой передачи.
1) Назначаем материал: для шестерни выбираем сталь марки 35ХГСЛ (улучшение, HB1 = 220), для колеса - сталь марки 35ГЛ (улучшение, HB1 = 190).
2) Определяем модуль зацепления из условия прочности зубьев на изгиб по формуле 2.3.1. (Z1 = 20 - число зубьев шестерни).
Для этого определим сначала допускаемое напряжение на изгиб по формуле 2.3.3.
Средняя твердость НВ = (190+220) / 2 = 205.
Предел выносливости зубьев при изгибе для выбранной марки стали Flim b = 1,8 * НВ = 1,8 * 205 = 369 Мпа.
Допускаемое напряжение на изгиб будет равно:
[F] = (369 * 1 * 1) / 2 = 199,5 МПа
Определяем модуль зацепления:
По СТ СЭВ310-76 полученное значение модуля зацепления округляем до ближайшего стандартного значения по табл. 8. /4/; m = 7 мм.
3) Расчет геометрических размеров шестерни и колеса.
Делительные диаметры определяются по формулам 2.3.4.:
d1 = m * z1 = 7 * 20 = 140 мм
d2 = m * z2 = m * z1 * uо.п. = 7 * 20 * 10 = 1400 мм
Диаметры вершин зубьев определяются по формулам 2.3.5.:
dа1 = d1 + 2 * m = 140 + 2 * 7 = 157 мм
dа2 = d2 + 2 * m = 1400 + 2 * 7 = 1414 мм
Диаметры впадин зубьев определяются по формулам 2.3.6.:
df1 = d1 - 2,5 * m = 140 - 2,5 * 7 = 122,5 мм
df2 = d2 - 2,5 * m = 1400 - 2,5 * 7 = 1382,5 мм
Ширина венца колеса и шестерни определяются по формулам 2.3.7.:
b2 = bd * d1 = 0,5 * 140 = 70 мм
b1 = b2 + (2...5) = 70 + 4 = 74 мм
Межосевое расстояние определяется по формуле 2.3.8.:
аw = 0,5 * (d1 + d2) = 0,5 * (140 + 1400) = 770 мм
4) Определяем окружную скорость по формуле 2.3.9.:
v = ( * d1 * nш) / (60 * 1000) = (3,14 * 140 * 800) / (60 * 1000) = 5,9 м/с
Назначаем 8-ю степень точности изготовления.
5) Проверочный расчет на изгибочную прочность у основания зубьев шестерни выполняем по условию 2.3.10., где КFV = 1,58 по табл.2.7. /7/:
Условие на изгибную прочность выполняется.
6) Определяем внутренние диаметры ступиц: для шестерни по формуле 2.3.11.; для колеса по формуле 2.3.12.:
Наружные диаметры ступиц у торца для стальных колес определяются по формуле 2.3.13.:
для шестерни dст = 1,6 * dв1 = 1,6 * 65 = 104 мм
для колеса dст = 1,6 * dв2 = 1,6 * 138 = 221 мм
Длина ступиц определяется по формуле 2.3.14.:
для шестерни lст = 1,2 * dв1 = 1,2 * 65 = 78 мм
для колеса lст = 1,2 * dв2 = 1,2 * 138 = 166 мм
Толщина обода колеса определяется по формуле 2.3.15.:
D2 = 2,5 * m = 2,5 * 7 = 17,5 мм
Толщина диска колеса определяется по формуле 2.3.16.:
С = 3 * m = 3 * 7 = 21 мм
3.6. Подбор соединительной и предохранительной муфт.
После начала торможения кран мгновенно остановиться не может. В этом случае должно срабатывать предохранительное устройство - иначе произойдет поломка механизма. В качестве предохранительного устройства применяют муфту предельного момента фрикционного типа.
Расчетный момент предохранительной фрикционной муфты определяется по формуле /4/:
Ммуф.фр. =1,2 * Мпуск * uред * ред , (3.6.1.)
где Мпуск - пусковой момент электродвигателя (для нашего двигателя Мпуск = 40 Н*м по табл. 6П. /2/).
Ммуф.фр. =1,2 * 40 * 40 * 0,74 =1314 Н*м
Расчетный момент для выбора соединительной муфты между двигателем и редуктором определяется по формуле /4/:
Ммуф.с. =К1 * К2 * (Мст * м) / uм , (3.6.2.)
где К1 - коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма; определяется по табл. 9. /4/ (при режиме работы - легкий К1 = 1,4);
К2 - коэффициент, учитывающий режим работы механизма, определяется по табл. 9. /4/ (при режиме работы - легкий К2 = 1,1);
Мст - статический момент, приведенный к валу двигателя, Н*м; определяется по формуле /4/:
Мст = (Мтр + Мв.ск) / (uм * м), (3.6.3.)
Мст = (983,8 + 2184,8) / (400 * 0,7) = 11,3 Н*м
По формуле 3.6.2. расчетный момент соединительной муфты будет равен:
Ммуф.с. =1,4 * 1,1 * (11,3 * 0,7) / 400 = 0,03 Н*м
По табл. 11П. /2/ выбираем втулочно-пальцевую муфту с тормозным шкивом.
Техническая характеристика: крутящий момент не более 2000 Н*м; маховый момент GD2муф = 2,05 кг*м2; диаметр тормозного шкива Dт = 300 мм; ширина тормозного шкива Вт = 145 мм.
3.7. Выбор тормоза и его расчет.
Тормоз в механизме поворота служит для гашения сил инерции вращающихся масс крана, а также момента от ветровой нагрузки. Силы трения в опорах способствуют торможению.
Тормозной момент определяется по формуле /5/:
По табл.12П. /2/ выбираем двухколодочный пружинный тормоз типа ТКТ-300/200 с короткоходовым электромагнитом МО-200Б. Табличный момент этого тормоза равен 240 Н*м при ПВ - 40%, у нас же ПВ %. Тормозную ленту для обкладок выбираем типа А (по ГОСТ 1198-78), тормозной шкив - стальное литье.
Техническая характеристика: Dт = 300 мм; Вт = 145 мм; а1 = 190 мм; а2 = 430 мм; Вк = 140 мм; Мя = 3,6 Н*м; е = 40 мм; = 5,50; Мэм = 40 Н*м.
Производим расчет тормоза по той же методике, что и в механизме подъема груза.
Определяем силу трения между колодкой и шкивом по формуле 2.8.3.:
Fторм = Мторм / Dт = 111 / 0,3 = 370 Н
Определяем усилие прижатия колодки к тормозному шкиву по формуле 2.8.4.:
N = Fтр / f = 370 / 0,37 = 1000 Н
Определяем длину дуги колодки при угле обхвата тормозного шкива колодкой = 700 по формуле 2.8.6.:
Lк = ( * Dт * ) / 360= (3,14 * 0,3 * 70) / 360 = 0,183 м
Проверяем колодки на удельное давление по условию 2.8.5.:
р = N / (Bк * Lк) = 1000 / (0,14 * 0,183) = 39032 Па = 0,04 МПа,
что меньше 0,3 МПа - допускаемого значения для выбранных материалов.
Определяем окружную скорость на ободе шкива по формуле 2.8.9.:
v = ( * Dт * nдв) / 60 = (3,14 * 0,3 * 800) / 60 = 12,56 м/с
Определяем расчетную скорость на ободе шкива по формуле 2.8.8.:
vр = с0 * v = 1,15 * 12,56 = 14,4 м/с
Проверка колодки на нагрев по удельной мощности трения по формуле 2.8.7.:
А = p * vр * f = 0,4 * 14,4 * 0,37 = 0,2 МН/м*с [А] = 1,5...2,0 МН/м*с
Расчет рабочей пружины тормоза.
Рабочее усилие в главной пружине определяется по формуле 2.8.10.:
Fгл = N * a1 / a2 + Mяк / е + Fbc
Fгл = 1000 * 0,19 / 0,43 + 3,6 / 0,04 + 40 = 571,9 Н
Расчет пружины производим по расчетной силе Fр с учетом дополнительного сжатия по формуле 2.8.11.:
Fр = Fгл * К0 = 571,9 * 1,3 = 743,5 Н
Определяем диаметр проволоки для главной пружины из расчета на деформацию кручения по формуле 2.8.12.:
Из ряда диаметров по ГОСТ 13768-68 на параметры витков пружин принимаем dпр = 6 мм.
Средний диаметр пружины D = с * dпр = 6 * 6 = 36 мм.
Обозначение пружины: 60С2А-Н-П-ГН-6,0 ГОСТ 14963-69.
Для определения числа рабочих витков задаемся длиной Нd и шагом рd пружины в рабочем (сжатом) состоянии:
Нd = (0,4...0,5) * Dт = 0,45 * 300 = 135 мм
рd = (1,2...1,3) * dпр = 1,2 * 6 = 7,2 мм
Число рабочих витков определяем по формуле 2.8.14.:
n = (Hd - dпр) / рd = (135 - 6) / 7,2 = 17,9
Величину n округляем до целого числа, т.е. n = 18.
Определяем жесткость пружины по формуле 2.8.13.:
Z = (G * dпр4) / (8 * D3 * n) = (8 * 104 * 64) / (8 * 363 * 18) = 27,4 Н/мм
Определяем длину нагруженной пружины по формуле 2.8.15.:
Н0 = Нd + (1,1...1,2) * Fp / Z
Н0 = 135 + 1,15 * 743,5 / 92,6 = 144 мм
Сжатие пружины при установке ее на тормозе:
Н0 - Нd = 144 - 135 = 9 мм
Угол поворота якоря электромагнита () для магнита = 5,50; переведем в радианы:
= (5,5 * 2 * ) / 360 = (5,5 * 2 * 3,14) / 360 = 0,096 рад
Определяем дополнительное сжатие пружины по формуле 2.8.18.:
h = * е = 0,096 * 40 = 3,84
Определяем максимальное усилие в пружине при ее дополнительном сжатии по формуле 2.8.17.:
Fмакс = Fгл + Z * h = 571,9 + 92,6 * 3,84 = 927,5 Н
Определяем наибольшее напряжение в пружине по формуле 2.8.16:
макс = (8 * D * Fмакс * К) / ( * dпр3)
макс = (8 * 36 * 927,5 * 1,24) / (3,14 * 63) = 380 МПа [] = 400 МПа
Определяем отход колодок от шкива по формуле 2.8.19.: