3.4 Визначаємо швидкість наматування каната на барабан, кількість обертів барабана на встановлюючи потужність необхідну для підйома стріли з вантажом

3.4.1 Визначаємо швидкість набігання канату на барабан стріло підйомного механізму за формулою:

u_{k =} ,

де L_{k =} 10.8 м – довжина канату, який наматується на барабан;

t = 40 сек – час качання стріли;

u_{k = ;}

u_{k =} 0.27 м/сек.

3.4.2 Оберти барабана визначаємо з відношення:

n_б = (оберт./хв..),

n_{б =} (оберт./хв);

n_{б =} 10.32 оберт\хв.

3.4.3 Розрахункову потужність приводу стріло підйомного механізму визначаємо за формулою:

Р_{р= ,}

Р_{р = ;}

Р_{р =} 22.97 кВт.

3.5 Вибір електродвигуна та редуктора. Виробляємо кінематичний розрахунок стріло підйомного механізму

За каталогом обмираємо електродвигун МТКF – 412 -26 потужністю Р = 26 Квт, ПДВ = 715 оберт./хв. Що відповідає даним умовам

Р_р ≤ [P]

3.5.1 Загальна передаточна кількість стріло підйомного механізму знаходиться за формулою:

U_м = ,

Загальна передаточна кількість стріло підйомного механізму розбиваємо на дві ступені:

I ступень U_{p –} передаточна кількість редуктора;

II ступень - U_{зп –} передаточна кількість відкритої зубчатої передачі;

На підставі існуючих конструкцій червоних редукторів стрілових кранів приймаємо U_{p =} 30;

Тоді передаточна кількість зубчатої передачі

U_{зп = ;}

U_{зп =} 2.30;

Таким чином приймаємо існуючу конструкцію редуктора для стріло підйомного механізму стрілового крану U_{p =} 30 та відкриту зубчату передачу з U_{зп =} 2.30.

Рисунок3-Редуктор стрелопод'емного механізму

Рисунок4-Електродвигун стрелопод'емного механізму

Тип двигуна	Напруж- ність	В1	В	С	С2	d	D1	H	h	H2	L1	L6	Lb	Lis	l	L1
	кВт
МТКЕ-412-26	25	330	18	165	165	65	60	527	225	26	480	368	150	974	456	400

3.6 Розрахунок відкритої зубчатої передачі

Визначення міжосьовий відстані

Крутячий момент на барабані 14259,3 нм

3.6.1 Передаточна кількість відкритої зубчатої передачі:

[σ_н]= ^2,

Приймаємо для відкритої зубчатої передачі матеріал – сталь 45 Х поліпшена з НВ =245

де σ_нlmb - межа контекстної передачі витривалості при базової кількості циклів;

σ_нlmb = 2 НВ + 70 МПа;

НВ = 245 МПа;

k_nl = 1/0 – коефіцієнт, довговічності, який враховує вплив строку служби режиму навантаження для відкритої передачі.

Таким чином:

[σ_н]= ,

[σ_н] = 509 Н/мм^2;

k_nl = 1.0 – коефіцієнт, враховуючий нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця зубчатого колеса, зв’язаний з деформацією валів і самих зуб їв коліс.

3.6.2 Граничні напруження згину при розрахунку на втому визначається за формулою:

[σ_F] = Н/мм^2,

Де = 1.8 НВ МПа – межа витривалості згідно базової кількості циклів

НВ = 245 МПа;

[S_F] = ;

= 1.75 – враховує нестабільність якостей матеріалу зубчатих колес;

= 1.3 – засіб виготовлення заготівлі зубчатого колеса;

[S_F] = 1.75 1.3 = 2.275;

= 1.8 НВ = 1.8 245 = 441 Н/мм² ;

[σ_F] = ²;

[σ_F] = 194 Н/мм² .

3.6.3 Визначаємо міжвісівну відстань відкритої зубчатої передачі з відношення:

,

де k_{а =} 49.5 – коефіцієнт для прямозубних зубчатих передач;

₌ 0.16 – коефіцієнт ширини вінця зубчатого колеса по відношенню до міжвісівої відстані в співвідношенні ГОСТ 2185-66 ;

= 49.5 (3.02 +1 )³ ;

= 199 3.355 = 668 (мм);

= 668 мм. Приймаємо = 670 мм;

Ширина вінця зубчатого колеса

₌ = 0.16 670 = 107.2 (мм);

Приймаємо ₌ 110 мм;

Ширину шестерні приймаємо

+ 5 = 110+5 = 115 (мм);

= 115 мм;

3.6.4 Визначаємо модуль зубчатого зчеплення з умов опірності втомленості при вигині за формулою:

Т₃ 10³ (U_зп + 1)_ ,

U_зп b₂ [ ]

к_{m =} 6.6 – коефіцієнт для прямозубих колес;

m_n = 6.6 14259.3 10³ (3.02+1) = 6.6 1.33 = 8.78 (мм);

3.02 670 110 194

m_n = 8.78 мм;

Враховуючи значний вигиб зуб їв відкритої зубчатої передачі, приймаємо m_n = 10 мм;

3.6.4Загальна кількість зуб їв визначаємо з співвідношення:

Z_{общ = ,}

Z_{общ =} (зуб);

Z_общ = 134 зуб;

Кількість зуб їв шестерин

Z₁ = ;

Приймаємо :Z₁ = 33 зуб;

Кількість зуб їв колеса

Z_{2 =} Z_{общ -} Z₁ = 134-33 = 101 (зуб);

Z_{2 =} 101 зуб;

3.6.5 Дільників діаметр шестерик d зубчатого колеса визначаємо з відношення

d = m Z₁ = 10 33 = 330 мм,

D = m Z_{2 =} 10 101 = 1010 мм;

Перевірка:

= (d= D) /2 = (330+1010) / 2 = 1340 /2 = 670 (мм);

= 670 мм.

При необхідності визначаємо діаметри впадин і виступів шестерень і колеса, які виконані без зміщення та визначаються з відношення:

d_a = d + 2 m ; D_a = D + 2 m ;

d_J =d - 2.5m; D₁ = D – 2.5 m ;

3.6.6 Визначаємо оточувальну швидкість у зачеплені:

ں = ,

ں = ;

ں = 0.54 м/c.

За значенням ں = 0.54 м/c встановлюємо 9 –ту ступень точності виготовлення відкритої передачі.

3.6.7 Визначаємо сили, які діють у зоні зачеплення з відношення:

Оточувальна сила:

F_t1 = F_t2 = F_{t = ,}

3.6.8 Радиальна сила:

F_{r1 =} F_{r2 =}F_t tg ,

У передач, виконуємих без зміщення, кут зачеплення tg20⁰ = 0.364:

F_{t1 =} F_{t2 =} F_{t = ;}

F_{t1 =} F_{t2 =} F_{t =} 28236 Н;

F_{r1 =} F_{r2 =} F_t tg = 28236 0.364 = 10278 Н;

F_{r1 =} F_{r2 =} 10278 Н;

3.7 Вибір муфт

Для з’єднувального вала електродвигуна з ведучим валом редуктора приймаємо одну зубчату муфту з гальмовим шківом, типа МЗ. Муфту приймаємо стандартну за каталогом по значенню розрахункового крутячого моменту з обликом найбільшого метра хвостиків з’єднаних валів.

3.7.1 При цьому повинні бути дотримані умови:

T_p = k₁ k₂ T₁≤ T_max,

де T_{p –} розрахунковий момент на муфті;

k_{1 -=} 1.2 – коефіцієнт , враховуючий ступінь відповідності механізму;

k_{2 =} 1.3 - коефіцієнт, враховуючий характер навантаження передаючої муфти;

T_max - найбільший крутячий момент, на передачу якого розрахована дана муфта;

T_{1 –} найбільший постійно діючий момент на з’єднувальних валах приймаємо по крутячому моменту на швидкохідному валу редуктора;

Визначаємо розрахунковий момент підібраної муфти:

T_p = k₁ k₂ T_{1 =} 1.2 1.3 224.8 = 350.7 (нм);

T_{p =} 350.7 нм.

Враховуючи діаметру хвостовика електродвигуна, який дорівнює 65 мм, приймаємо для з’єднання електродвигуна з швидкохідним валом редуктора

муфту зубчату з гальмовим шківом МЗ-3 T_{max =} 2.5 кН.

Рисунок 5 - Муфта зубчата одиночна

3.8 Вибір гальма

Згідно «Правил» вага вантажопідйомних та транспортуючих пристроїв повинні бути обладнані гальмовими пристроями.

Гальмо, як правило, встановлюють на валу з найменшим крутячим моментом, в дальньому механізмі гальмо встановлюємо на швидкохідному валу редуктора.

3.8.1 Приймаємо гальмо двох колодний пружний з електротовкачем. Вибір необхідного гальма проводимо по таблицях і каталогах згідно значенням гальмового моменту Т_т та прийнятого типу гальма:

Т_т = k_тТ_1,

де k_т = 1.75 – коефіцієнт запасу гальмування (приймаємо в залежності від режиму роботи механізму );

Т_{1 =} 224.8 нм;

Т_{т =} 1.75 224.8 = 393.4 (нм);

Т_т = 393.4 нм;

За найбільшим значенням моменту приймаємо гальмо ТТ-250 з гальмовим моментом Т_т = 400 нм,.

Технічна характеристика гальма

Найбільше значення гальмового моменту – Т_т = 400 нм;

Діаметр гальмового шківа –D_т = 250 мм;

Ширина гальмової колодки – В = 100 мм;

Тип електродвигуна – ТЄГ -25;

Гранично допустимий хід поршня товкача h_r = 45 мм;

Встановлене зусилля товкача F_{y= 250 н;}

Розміри важиль;

a = 170мм;

l₁₌ 340 мм;

l₂₌ 38.5 мм;

l₃₌ 18 мм;

l₄₌150 мм;

Найбільший вихід колодки від шківа

= 1.4 мм ; = 0.5 = 0.5 1.4 мм = 0.7 мм;

Вага гальма - 36.5 кг;

3.8.2 Силу гальмового тиску визначаємо за формулою:

N= (н),

Де D_{т =} 0.25 м діаметр гальмового шківа;

_- ефіцієнт терті поверхні;

Т_{т –} 393.4 мм;

N= ;

N=4496 н;

3.8.3 Зусилля в замикаючий пружині визначаємо з відношення:

F_пр = = (н),

Де a, l₁ l₂ l₃ – співпадають розміри важиль гальма;

- = 0.95 – ККД гидротовкача;

F_{пр =} (н);

F_{пр =} 1115 н.

3.8.3 Хід витіку гідро товкача визначаємо за формулою:

H_{т =} 2.2 ,

Де = 0.7 – мінімальний вихід колодок від шківа;

K - = 0.85 – коефіцієнт використання робочого ходу товкача;

- 45 мм – гранично допустимий хід товкача;

h_т = 2.2 0.7 ;

h_т = 30.22 < = 45 мм;

3.8.4 Гальмові колодки і шків перевіряємо на питомий тиск і гранично питоме навантаження:

q = ,

де B = 100 мм ширина колодки;

= 70⁰ – кут обхвату гальмового шківа колодкою;

[q]- 0.6 н/мм² – гранично питомий тиск в колодному гальмі;

q = Н/мм^{2 ;}

q = 0.295 Н/мм^2;

q = 0.295 Н/мм² < [q] = 0.6 Н/ мм^2;

3.8.5 Зусилля в товкачі коли відключенні гальма:

F_{y = ;}

F_y = Н;

F_{y =} 223 Н;

F_{y =} 223 Н ≤ [F_y] = 250 Н;

Звідси можливо зробити висновок, що зусилля F_y і ходу витіку гидротовкача h_т гальмо цілком забезпечує роботу механізму.