1.3.3 Механизм главного подъема.

Расчет механизма главного подъема начинаем с определения параметров каната и барабана.

Принимаем кратность полиспаста для номинальной грузоподъемности по табл. 1 Uп = 8. КПД полиспаста ηп = 0,95. КПД направляющего блока ηбл = 0,98.

Максимальное усилие в канате идущем на барабан,

(17)

По табл. П1.1 приложения 1 проектируемый кран относится к группе режима А1. По табл. П1.2 коэффициент использования для механизма подъема Zp = 3,55.

Разрывное усилие

Fо = SбZp (18)

34,2 · 3,55 = 121,4 КН.

Принимаем канат 15-Г-В-Ж-Н-З-Т-1770(180) диаметром dк = 15 мм с разрывным усилием 125.5 кН.

Диаметра барабана h1 = 14.0.

Диаметр нарезанной части барабана

Dб = dкh1 (19)

15·14 =210 мм.

Принимаем Dб =250 мм.

Подъем номинального груза возможен только при длине стрелы Lc =9 м и высоте подъема Н =10 м.

Требуемая длина каната

L = Н·Uп (20)

10 · 9 = 80 м.

Длина нарезанной части барабана при навивке каната в три;

слоя ( m = 3) [1]

(21)

Принимаем Iб =350 мм.

Эффективный диаметр барабана [1]

Dm = Dб + dк(2m - 1) (22)

250 + 15·(2·3 - 1) =325 мм.

Статический момент на валу барабана

Тб = Sб · Dm/2 (23)

34.2 · 0,32/2 =10 кН·м.

Требуемая мощность двигателя механизма подъема

Рдв =35 мПа

Для привода механизмов крана используется объемный гидро­привод. Для механизма подъема может быть использован либо высокомоментный, либо низкомоментный гидромотор. В первом случае можно обойтись без механических передач, соединив выходной вал гидромотора непосредственно с валом барабана. Для кранов боль­шой грузоподъемности такое решение ограничивается только мак­симально возможными параметрами серийно выпускаемых радиально-поршневых гидромоторов. Для рассматриваемого варианта расчетапринимаем гидромотор радиально-поршневой 303,3,112,501,002, имеющей крутящий момент Тм = 8 кН·м при номинальном давлении р = 35 МПа. Рабочий объем гидромотора Vо = 112 см3.

При непосредственном соединении вала гидромотора с валом ба­рабана необходимо создавать крутящий момент Тм = Тб = 8 кН·м.

Требуемое рабочее давление гидромотора при гидромеханическом

КПД ηг,м = 0,9

Рм = 19,6 МПа

Требуемая частота вращения барабана

nб = 1200 об./миню

Частота вращения вала гидромотора nм = nб = 1200 об./мин.

Расход масла гидромотором при общем КПД гидромотора ηоб = 0,85

(23)

Определим потребную мощность насосов. Примем падение давле­ния в напорной линии ∆рн= 500 кПа и КПД насоса – ηн = 0,9.

Потребная мощность насосов

(24)

Требуемый тормозной момент на барабане при коэффициенте запаса торможения kт = 1.5

Тт = Тб · kт (25)

10 · 1,5 =10 кН·м

Принимаем диаметр тормозного шкива Dт = 0,2 м, угол охвата шкива лентой α = 340°=5,93. В качестве тормозных накладок при­нимаем ленту вальцованную ЭМ-2 по ГОСТ 15960-79 с коэффициен­том трения при случайном попадании смазки f=0,35 и допуска­емом давлении [р] = 0,6 МПа . Ширина ленты bл = 160 мм, толщина δл = 10 мм. e = 2.72

Требуемое усилие тормозной пружины

(26)

Максимальное усилие в закреплении второго конца ленты

(27)

Среднее усилие

S = 0.5( Smin +Smax) = 0.5(4,6+34) = 19,3 кН. (28)

Среднее давление на поверхности тормозной ленты

(29)

p < [p] = 1.2 МПа.

Нормальная работа тормоза обеспечена.

Усилие пружины, необходимее для создания требуемого тормоз­ного момента, F1 » Smin = 4,6 кН. Принимаем F1 = 5 кН.

Максимальное усилие пружины

F2 = (1,1...1,2)F1 = 1.15F1 = 1,2·5 = 6 кН.

Для обеспечения минимального заpора ε = 1,75 мм требуется рабочий ход пружины

hp = 2Пε = 2·3,14·1,75 = 10.99 мм ≈ 11 мм.

Жесткость пружины

(30)

Установочная деформация пружины

λуст = F1/cп (31)

5/0,09 = 55 мм.

Предельная деформация пружины до соприкосновения витков

λпред = λуст + hp + 5 мм (32)

55 + 11 + 5 = 71 мм.

Предельнее усилие пружины

F3 = сп λпред (33)

0,09·71 = 6,4 кН.

Для изготовления пружины принимаем проволоку из стали 60С2ВА, допускающей максимальное касательное напряжение τmax = 1350 МПа. Принимаем индекс пружины с = 4. Коэффициент, учи­тывающий кривизну витков при с = 4, kс = 1,37.

Требуемый диаметр проволоки

d > (34)

Принимаем стандартный диаметр проволоки d = 10 мм.

Жесткость одного витка

(35)

где G = 80000 Па - модуль упругости стали.

Число рабочих витков

zp = с1/сп (36)

1.56/0.09 = 17.3.

Принимаем zp = 17, число опорных витков Zoп = 2.

Высота пружины при максимальной деформации

Н3 = (zр +1 - zoп)d (37)

(17+ 1- 2)·10 = 192 мм.

Высота пружины в свободном состоянии.

Н0 = Н3 + λ пред (38)

192 + 71 = 263 мм.

Установочная высота пружины

H1 = Н0 – λуст (39)

263 - 55 = 208 ММ.

Средний диаметр пружины

D0 = dc = 10·4 = 40 мм. (40)

Наружный диаметр пружины

D = Do + d = 40 + 10 = 50 мм. (41)