Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Грузоподъемные машины. Расчет автомобильного крана. Учебно-методическое пособие
.pdf
Dв = Dб + dк = 280 +17,5 = 297,5 мм
Длина барабана Lб при однослойной навивке и шагом Св намотки каната
С
= dк + 1 мм = 17,5 +1 мм= 18,5 мм
в
Lб =[(H·in / πDв)+1,5]18,5 = [(22·103·6 / 3,14·297,5)+1,5]·18,5 = 2642 мм.
Барабан получается очень длинным. Принимаем решение увеличить диаметр барабана Lб = 350 мм и применить трехслойную навивку, чтобы длина барабана не превышала двух его диаметров. Средний диаметр витка каната при
трехслойной навивке
Dв = 350 +2·17,5 = 385мм
Рабочая длина барабана
Lб= [(22·103·6/3,14·385·3)+1,5]·18,5 ≈ 700мм.
Такие параметры барабана принимаем окончательно. Влияние изгиба и
кручения барабана считаются незначительными. Толщину стенки барабана определяем из условия сжатия тела барабана витками каната
δ = Fф ·1,4 / [σб]· Св = 43·103 ·1,4 /170·106·0,0185 = 0,019 м.
Принимаем толщину стенки барабана 20 мм. При отношении
Dб / δ = 350 / 20 = 17,5 < 25 стенку барабана можно не проверять на устойчивость (табл. V.2.15 Т.2 [8]). Частота вращения барабана для обеспечения заданной скорости подъема груза должна быть
nб = 60Vгр· iп / π Dв = 60·0,1·6 /3,14·0,385 ≈ 30 мин-1.
Принимаем конструкцию соединения барабана с редуктором Ц2 специального исполнения с выходным валом в виде зубчатой полумуфты. Эскиз бараба-
на показан на рис. 2.6.
Барабан опирается на две консольно закрепленные
в нем оси. Диаметр реборд барабана должен быть
таким, чтобы за последним слоем навитого канта
было не менее двух dк.
Dр = Dб + 6 dк + 4 dк = 350 + 6 ·17,5 + +4·17,5 =
525 мм.
Крепление каната на барабане осуществляем с
помощью клина в теле барабана (рис. 1.21 [5]).
Рис. 2.6. Эскиз барабана
11
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 = F
/2= FфLб /2(Lб+b2) = 43·0,7/2(0,7+0,08) ≈ 19,3 kH.
мах
Осевая нагрузка на подшипник Fo при угле отклонении каната на барабане
β = arctg (0,5Lб/L
) = arctg (0,5·0,7/8) = 2°30'.
с мин
Fo = F
sin β = 38,6·sin 2°30' =1,68 кН.
мах
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
р
C
L
= ,
10
60
6
nP
107
=⋅
б
3
6
10
⋅
87,27
31451
=
3060
⋅
ч
где р = 3 – показатель степени долговечности для шариковых подшипников;
Р = (XVFр+YFо)KK = (1·1·19,3+1,68·1,68)1,2·1.05 = 27,87 кН – эквивалентная
динамическая нагрузка (табл.1.2 [5]), где Х=1 - коэффициент радиальной нагрузки при
F
o
⋅eVF
p
68,1
=
16,38
⋅
68,1043,0
=≤=
;
Y= 0,42ctgα =1,68 – коэффициент осевой нагрузки при
F
o
⋅eVF
p
68,1
=
16,38
⋅
68,1043,0
=≤=
;
Выбранный подшипник обеспечивает требуемую долговечность.
12
Проверка оси барабана на статическую прочность. Расчетная схема оси
σ
барабана показана на рис. 2.7. Размер b1 выбран с учетом размеров подшипника
и защитной крышки.
F
p
d
п
b1
Рис. 2.7. Расчетная схема оси барабана
Максимальный изгибающий момент, действующий на ось
М
=1,25 Fр·b1 =1,25·38,6·0,06 ≈ 2,9 кН·м
o
Момент сопротивления оси изгибу
Wо = 0,1d
3
= 0,1·0,083 = 5,12·10
п
-5м3
.
Напряжения изгиба
σ
= Мo / Wо = 2,9·103 / 5,12·10-5 = 0,5664·108 Па = 56,64 МПа.
из
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
1
=
n
σ
k
σ
βε
σ
−
k
+⋅⋅
=
σψσ
mad
σ
5,1
75,01
⋅
245
9,2
=
>1,7 ,
0023,4593,0
⋅+⋅⋅
где σ-1= 0,43σв= 0,43·570 = 245 МПа – предел выносливости стали 45 при сим-
метричном цикле изгиба [9];
σа= Fр·b1/ Wо = 38,6·0,06 / 5,12·10-5= 45,23 МПа – амплитудные нормальные 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 от-
ношения 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 р
принимаем из нормативного ряда давлений по ГОСТ 12445 р
в гидросистеме
ном
= 20 МПа. Вы-
ном
бираем 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 η
= 43·0,35·30 /2·1500·0,95 = 0,158 кН·м – требуемый
ред
номинальный момент на валу двигателя;
∆р = 0,85 р
= 0,85·20 = 17 МПа – предполагаемый перепад давлений ме-
ном
жду напорной и сливной магистралями;
η
= 0,91 – КПД гидродвигателя.
дв
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
М
= Fф Dб / 2 = 43·0,35 / 2 = 7,525 кН·м.
тв
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
М
= к
т
зап 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
M
2
тш
m
f
eD
=
α
)1(
−
F
=
сб
313,02
71,435,0
⋅
=
)171,2(3,0
−
кН
497,0
,
где α = 270° - угол охвата лентой тормозного шкива;
Рис. 2.8. Схема тормоза
f = 0,38 – коэффициент трения фрикционной на-
кладки тормозной ленты по стальному шкиву. Фрикционная накладка на асбестовой основе при каучуковом связующем допускает
удельные давления [q] = 0,8 МПа и температуру 240° С.
Максимальное набегающее усилие
F
= Fсб efα = 0,497·2,71
наб
0,35·4,71
= 2,59 кН.
Требуемая ширина ленты
В
= 2 F
л
/ ([q]) = 2·2,59·103/ 0,8·106·0,3 = 0,0889 м.
наб
Принимаем ширину ленты Вл = 90 мм, а ширину тормозного шкива –
100 мм. Толщина ленты δ, выполненной из стали 45, должна быть не менее
δ = F
/[σ] Вл = 2,59·103/ 180·106·0,09 =1,6·10-4 м.
наб
По технологическим соображениям для возможности обеспечения крепле-
ния 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 F
усилия F
, необходимого для создания требуемого тормозного момента
сб 1
при размыкании тормоза принимаем на 20% больше
сб 2
F
= 1,2 F
сб 2
= 1,2 ·0,497 = 0,6 кН.
сб 1
F
сб 2
О
а
F
сб
О б с
Х
λ
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 F
сб 2
/ F
сб 2
- F
= 5·0,6/(0,6 – 0,497) = 29 мм.
сб
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, вычисляем коэффициент k
k = (4с + 2)/(4c-3) = (4·6 +2) /(4·6-3) = 1,24.
Определяем диаметр проволоки
16
d
=
8
cFk
⋅⋅⋅
cd
2
=
][
τπ
6600824,1
⋅⋅⋅
=
6
1056014,3
⋅⋅
мм
75,4
Принимаем диаметр проволоки d = 5 мм. D0 = cd = 6·5 =30 мм.
Число рабочих витков определяем по формуле
4
Ed
λ
z
8 DF
==
3
02
c
44
⋅⋅⋅
295108
=
11,18.
3
⋅⋅
306008
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
Рис. 2.10. Сборочный чертеж грузоподъемной лебедки
Все узлы лебедки установлены на специальной сварной раме. Чертеж выполнен в стандартном масштабе. На чертеже проставлены установочные (межцентровые), габаритные, присоединительные (посадочные) размеры. Проставлены позиции сборных узлов, оригинальных и стандартных деталей, деталей
крепежа.
18
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;
- масса крановой установки mку– 12,6 т;
- размеры опорного контура – 4,9×5,8 м;
- базовый автомобиль – КамАЗ 65115.
3.2. Определение масс узлов автокрана. Исходную расчетную схему автомобильного 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 – m1 = 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
- m
- m
- m
= 0,4 m8 = 0,4·2,4 = 0,96 т;
12-1
= 0,32 m8= 0,32·2,4 = 0,768 т;
12-2
= 0,28 m8= 0,28·2,4 = 0,672;
12-3
Полученные значения масс элементов крана заносим в табл. 3.1.
Расчетная масса крановой установки
mку= m2 + m3 + m4 + m5 + m6 + m7 + m8 + m9 + m
10
+ m
+ m12=
11
=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 =
33
35,5)255,11()5,11(
=⋅+=⋅+ Q 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 М
отр
.
V= (mку+ Q)·g = (12,2+25)·9,81 ≈ 395кН ≈ 0,4 МН;
М
= 1,2 М
отр
· g =1,2·100·9,81=1177,2кН·м≈1,18 МН·м.
отр
Полученным параметрам отвечает опорно-поворотное устройство № 6 с размерами (табл. 2.4. [5]):
D
= 1600 мм ; h
опу
= 115 мм; m3 = 610 кг; z =102; m =12 мм.
опу
Схематичный чертеж шасси КамАЗ 65115 с опорной рамой показан на рис.
3.1.
20
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]