2750

Подшипники опор барабана выбираем по максимальной нагрузке от грузоподъемного каната при подъеме испытательного груза. Радиальная нагрузка на подшипник изменяется от максимальной до 0 при перемещении ветви каната по барабану при его сматывании (наматывании). Принимаем

Fр = Fмах/2= FфLб /2(Lб+b2) = 43·0,7/2(0,7+0,08) ≈ 19,3 kH.

Осевая нагрузка на подшипник Fo при угле отклонении каната на барабане β = arctg (0,5Lб/Lс мин) = arctg (0,5·0,7/8) = 2°30'.

Fo = Fмах sin β = 38,6·sin 2°30' =1,68 кН.

Выбираем шариковые двухрядные сферические подшипники средней серии № 1316 с размерами 80×170×39 с допустимой статической грузоподъемностью Со= 43 кН, углом контакта тел качения α = 14° и е = 0,42ctg α ≈ 1,68 (табл.

П.15.2).

Требуемая долговечность подшипника при расчетном числе циклов за срок службы

Lt= (tпо·Z)/60 = (5,5·282871) / 60 ≈ 25930 часов ,

где tпо = 0,025(H/V) = 0,025(22/0,1) = 5,5 мин – ориентировочное время работы механизма подъема в течение цикла.

Долговечность подшипника проверяем по формуле

где р = 3 – показатель степени долговечности для шариковых подшипников;

Выбранный подшипник обеспечивает требуемую долговечность.

12

Проверка оси барабана на статическую прочность. Расчетная схема оси барабана показана на рис. 2.7. Размер b1 выбран с учетом размеров подшипника и защитной крышки.

Fp

dп

b1

Рис. 2.7. Расчетная схема оси барабана

Максимальный изгибающий момент, действующий на ось

Мo =1,25 Fр·b1 =1,25·38,6·0,06 ≈ 2,9 кН·м

Момент сопротивления оси изгибу

Wо = 0,1dп3 = 0,1·0,083 = 5,12·10-5м3.

Напряжения изгиба

σиз = Мo / Wо = 2,9·103 / 5,12·10-5 = 0,5664·108 Па = 56,64 МПа.

Коэффициент запаса прочности оси из стали 45 с термообработкой на улучшение и пределом текучести σт= 350 МПа

nσт = σт / σиз = 350/56,64 = 6,1

Проверка оси барабана на усталостную прочность. Ось вращается вместе с барабаном и в ней возникают переменные изгибные напряжения симметричного цикла. Коэффициент запаса по нормальным напряжениям при симметричном изгибе определяем по формуле

где σ-1= 0,43σв= 0,43·570 = 245 МПа – предел выносливости стали 45 при симметричном цикле изгиба [9];

σа= Fр·b1/ Wо = 38,6·0,06 / 5,12·10-5= 45,23 МПа – амплитудные нор-

мальные напряжения цикла при изгибе;

13

σт = 0 – средние напряжения цикла;

kσ = 1,5 - эффективный концентратор напряжений в галтели вала; β =1 – коэффициент упрочнения (без упрочнения);

εσ ≈ 0,75 – масштабный фактор при диаметре вала 80 мм из углеродистой стали;

kд = 0,93 - принимают по графику на рис. 2.20 [5] в зависимости от отношения zб / z0 = 20,07·106 / 5·106 ≈ 4. Для валов диаметром до 100 мм z0 = 5·106 циклов. Число циклов оси барабана zб = 60·nб· Lt = 60·30·11150 = 20,07·106.

2.6. Выбор двигателя. В современных автомобильных кранах для привода механизмов применяют гидродвигатели. Рабочее давление рном в гидросистеме принимаем из нормативного ряда давлений по ГОСТ 12445 рном= 20 МПа. Выбираем регулируемый двигатель аксиально-поршневого типа с предполагаемым номинальным числом оборотов nдв=1500 об/мин. В течение цикла нагрузка на двигатель механизма подъема постоянна. Определяем рабочий объем гидродвигателя qдв по формуле

qдв = 2π·Мдв /∆р·ηдв =2·3,14·0,158·103/17·106·0,91= 0,07916·10-3 м3= 61,4см3,

где Мдв= Fф Dб nб / 2nдв ηред = 43·0,35·30 /2·1500·0,95 = 0,158 кН·м – требуемый номинальный момент на валу двигателя;

∆р = 0,85 рном= 0,85·20 = 17 МПа – предполагаемый перепад давлений между напорной и сливной магистралями;

ηдв = 0,91 – КПД гидродвигателя.

По каталогу выбираем типоразмер гидродвигателя 310.3.80.00, который имеет следующие номинальные параметры:

Рабочий объем 80 см3; Расход гидрожидкости 26 л/мин; Давление на выходе 20 МПа;

Частота вращения вала 1500 об/мин; Крутящий момент 240 Н·м; Полный КПД – 0,91.

2.7. Выбор редуктора. Редуктор должен обеспечить передаточное число от барабана к двигателю

ip = nдв / nб = 1500/30 = 50.

Вращающий момент на тихоходном валу

Мтв= Fф Dб / 2 = 43·0,35 / 2 = 7,525 кН·м.

14

Максимальная консольная нагрузка на вал редуктора составляет 43 кН, частота вращения быстроходного вала соответствует 20 с-1.

По табл. П.9.2 выбираем редуктор Ц2 - 650, который обеспечивает в режиме работы 5М следующие показатели: передаточное число ip = 50; вращающий момент на тихоходном валу Мт = 27,2 кН·м; допустимую консольную нагрузку на тихоходный вал - 45 кН.

2.8. Определение параметров тормоза. Для удержания груза навесу при-

меняем простой нормально замкнутый ленточный тормоз с углом охвата тормозного шкива лентой α = 270°. Тормоз должен обеспечивать тормозной момент не менее

Мт= кзап Мтв ηред / ip = 1,75·7,525·0,95/40 = 0,313 кН·м.

Чертеж ленточного тормоза показан на рис. 2.8.

Исходя из возможности размещения грузового барабана и тормозного шкива при межцентровом расстоянии валов редуктора принимаем диаметр тормозного шкива Dтш = 0,3 м. Тогда необходимое усилие на сбегающем конце ленты должно быть

где α = 270° - угол охвата лентой тормозного шкива;

Рис. 2.8. Схема тормоза f = 0,38 – коэффициент трения фрикционной накладки тормозной ленты по стальному шкиву. Фрикци-

онная накладка на асбестовой основе при каучуковом связующем допускает удельные давления [q] = 0,8 МПа и температуру 240° С.

Максимальное набегающее усилие

Fнаб = Fсб efα = 0,497·2,710,35·4,71 = 2,59 кН.

Требуемая ширина ленты

Вл= 2 Fнаб / ([q]) = 2·2,59·103/ 0,8·106·0,3 = 0,0889 м.

Принимаем ширину ленты Вл = 90 мм, а ширину тормозного шкива – 100 мм. Толщина ленты δ, выполненной из стали 45, должна быть не менее

δ = Fнаб /[σ] Вл = 2,59·103/ 180·106·0,09 =1,6·10-4 м.

По технологическим соображениям для возможности обеспечения крепления фрикционной накладки заклепками принимаем толщину стальной ленты

15

1,5 мм. Радиальный зазор между лентой и шкивом устанавливаем ε =1 мм. Ход сбегающего конца ленты

Х = π(α/360°) ·2ε = 3,14(270°/360°) ·2·1= 4,71 мм ≈ 5 мм

Расчет замыкающей пружины тормоза. Пружина сжатия имеет линей-

ную характеристику, показанную на рис. 2.9.

Усилие пружины Fсб 2 при размыкании тормоза принимаем на 20% больше усилия Fсб 1, необходимого для создания требуемого тормозного момента

Fсб 2= 1,2 Fсб 1 = 1,2 ·0,497 = 0,6 кН.

Рис. 2.9. Характеристика пружины сжатия

Характеристика пружины построена с учетом рабочего хода пружины

Х = 5 мм. Определяем осадку пружины из подобия треугольников аОб и ООс

λ = 5 Fсб 2 / Fсб 2- Fсб = 5·0,6/(0,6 – 0,497) = 29 мм.

Выбираем для пружины стальную углеродистую проволоку II класса по

ГОСТ 9389, у которой σв = 1400 МПа. Допускаемые касательные напряжения

будут [τ] = 0,4 σв = 0,4·1400 = 560 МПа. Задаваясь индексом пружины с = 6, вы-

числяем коэффициент k

k = (4с + 2)/(4c-3) = (4·6 +2) /(4·6-3) = 1,24.

Определяем диаметр проволоки

16

Принимаем диаметр проволоки d = 5 мм. D0 = cd = 6·5 =30 мм.

Число рабочих витков определяем по формуле

Принимаем z =12. Полное число витков zп = 14. Шаг пружины

t = d + λ/z + 0,1d = 5+29/12+0,1·5 = 7,9 мм.

Высота сжатой пружины Нс = (zп – 0,5)d = (14 - 0,5)5 = 67,5 мм.

Высота свободной пружины Н0=Нc+z(t-d)=67,5+12(7,9 – 5) = 102,3 мм.

Сборочный чертеж грузоподъемной лебедки (рис.2.10) предлагается вы-

полнять в соответствии с рекомендациям п.1.5 [5].

17

3.Общий расчет автомобильного крана

3.1.Выбор базового автомобиля. Изучив существующие конструкции отечественных автомобильных кранов, в качестве прототипа принят автомобильный кран КС – 55713 " Клинцы" (табл. 2.1. [4]). Кран имеет следующие параметры:

- грузоподъемность – 25 т; - длина стрелы макс. – 28 м;

- масса крана трансп. – 20,65 т;

-базовый автомобиль – КамАЗ 65115.

3.2.Определение масс узлов автокрана. Исходную расчетную схему ав-

томобильного крана принимаем по рис. 2.1 [4] с обозначенными на ней позициями основных узлов и агрегатов.

Первоначально определяем общую массу крана по графику на рис. 2.2 [4] в зависимости от заданного грузового момента. При грузовом моменте 100 т·м ориентировочная масса автомобильного крана составит mкр≈ 21 т. Общая масса кранового оборудования будет

mко = mкр – m 1 = 21 – 8,05 = 12,95 т ,

где m1 - снаряженная масса шасси базового автомобиля (табл. 2.2 [4]).

Массы отдельных элементов кранового оборудования вычисляем по рекомендуемым соотношениям [4]. Массы некоторых элементов принимаем по аналогии с прототипом, если они существенным образом не связаны с массой кранового оборудования:

-масса опорной рамы m2 = 0,18 mко = 0,2 ·12,95 = 2,6 т;

-масса ОПУ m3 = 0,03 mко = 0,03·12,95 = 0,39 т;

-масса поворотной платформы m4 = 0,18 mко = 0,18·12,95 = 2,3 т;

-масса контргруза m5 = 0,15 mко = 0,15·12,95 = 1,9 т;

-масса грузовой лебедки m6 = 0,06 mко = 0,06·12,95 = 0,8 т;

-масса механизма поворота m7 = 0,03 mко = 0,03·12,95 = 0,39 т;

-гидроцилиндр с вдвинутым штоком m8+m9= 0,05 mко= 0,05·12,95 = 0,65 т.

-шток гидроцилиндра m9 = 0,25(m8+m9) = 0,25·0,65 = 0,16 т;

-кабина управления принимаем m10 = 0,45 т

-грузовой полиспаст m11 = 0,015Qгр = 0,012·25 = 0,38 т;

-масса стрелы m12= q·lc = 0,12·20 = 2,4 т,

где lc ≈ (H-2,8)/sin 76°= (22-2,8)/0,97 ≈ 20 м; q = 0,12 т/м – погонная масса стрелы.

Приняв стрелу состоящей из трех секций, массу каждой секции определяем в соответствии с табл. 2.3 [4].

19

-m12-1= 0,4 m8 = 0,4·2,4 = 0,96 т;

-m12-2= 0,32 m8= 0,32·2,4 = 0,768 т;

-m12-3= 0,28 m8= 0,28·2,4 = 0,672;

Полученные значения масс элементов крана заносим в табл. 3.1. Расчетная масса крановой установки

mку= m2 + m3 + m4 + m5 + m6 + m7 + m8 + m9 + m10 + m11 + m12= =2,6+0,39+2,3+1,9+0,8+0,39+0,65+0,45+0,38+2,4 ≈ 12,26 m.

3.3. Определение геометрических параметров автокрана.

Принимаем конфигурацию опорного контура квадратной, т.е размер Б вдоль крана равен размеру К поперек крана. По графику на рис. 2.3 [4] определяем для грузового момента 100 т·м К ≈ 6 м. Вычислив по формуле 2.1 [4] этот же параметр, получим

К = Б = (1 +1,5 ×3 Q ) = (1 +1,5 × 3 25) = 5,35 м.

Сравнив с прототипом, принимаем окончательно размеры опорного контура

К× Б = 5,5×5,5 м.

Ширина Ш опорной рамы принимается равной ширине рамы автомобиля. Длину опорной рамы Б вместе с концевыми балками под выносные опоры принимаем 5,5 м. Высоту опорной рамы принимаем hор = 2 hл = 2·250 = 500 мм. Высота лонжерона hл= 250 мм автомобиля КамАЗ 65115 определена по прил. 2 с учетом масштаба рисунка [4].

Номер роликового опорно-поворотного устройства выбираем по графику на рис.2.4 [4] в зависимости от вертикальной нагрузки на него V и отрывающего момента Мотр.

V= (mку+ Q)·g = (12,2+25)·9,81 ≈ 395кН ≈ 0,4 МН; Мотр = 1,2 Мотр· g =1,2·100·9,81=1177,2кН·м≈1,18 МН·м.

Полученным параметрам отвечает опорно-поворотное устройство № 6 с разме-

рами (табл. 2.4. [5]):

Dопу = 1600 мм ; hопу = 115 мм; m3 = 610 кг; z =102; m =12 мм.

Схематичный чертеж шасси КамАЗ 65115 с опорной рамой показан на рис.

3.1.

20