1.6.4 Выбор гидродвигателя
Определим статическую мощность механизма при подъеме номинального груза:
, (16)
где QНБ – максимальный вес груза, кН;
vГР – скорость подъема груза, м/с;
ηM – КПД механизма подъема, ηM=0,85.
кВт.
В моем манипуляторе предварительно будет применен гидродвигатель типа МГП-125 по ГОСТ 185-70.
1.7 Прочностной расчет барабана
Барабаны устанавливаются литыми из чугуна марок СЧ 15-32, СЧ 18-36, СЧ 24-44 или сварными и литыми из сталей: сталь 20, 35Л, 55Л.
Минимальная толщина стенки δс, мм определяется по формуле (). Полученное значение округляется до ближайшего целого числа, кратного двум:
, (17)
.
Напряжения сжатия в стенке, МПа:
, (18)
где ε – коэффициент учитывающий при многослойной навивке ослабление навитых слоев каната вследствие его поперечного упругого сжатия, при nн=2 ε=0,7;
Ψ – коэффициент, учитывающий ослабление натяжения ранее навитых витков каната в одном ряду вследствие сжатия барабана, Ψ=0,75;
-
допускаемое напряжение сжатия, МПа. Для
стальных барабанов
=
т/2.
Предел текучести
т
определяется из [4].
.
Предел
текучести для стали 35Л ГОСТ 977-65
т=280
МПа. Из этого следует, что допустимое
напряжение сжатия
=140 МПа.
15МПа < 140МПа.
Условие прочности выполняется.
Напряжение от изгиба и кручения в стенке барабана незначительны. При длине нарезанной части барабана менее трех диаметров они обычно не превышают 15 0/0 от напряжения сжатия и в связи с малостью их расчет не производится.
Расчет оси барабана ведется по рекомендациям [4] назначается материал барабана. На рисунке 5 изображена расчетная схема оси барабана.
Рисунок 5 – Расчетная схема оси барабана
Расчет оси на прочность ведется по максимальному значению изгибающих ось моментов МА и МБ, причем МА=LA·RA, МB=LB·RB, Нм. Диаметр оси в опасном сечении рассчитывается по формуле:
, (19)
где [σ] – допускаемое напряжение при изгибе с учетом концентрации, определяется по формуле:
, (20)
где RЭ=2 – эффективный коэффициент концентраций напряжений при изгибе;
n=1,6 – коэффициент запаса прочности;
[σВ]=580МПа – предел прочности материала, для Стали 40.
МПа.
МА=0,057·6,18·103=350 Нм
МB=0,142·3,816·103=540 Нм
мм.
Принимаем ось d=40 мм.
Ось барабана устанавливается на радиальные сферические двухрядные подшипники 1207 ГОСТ 5720-75 d=40мм, D=80мм, B=18мм, С0=8,8кН.
1.8 Выбор двигателя редуктора и тормоза механизма подъема груза
Так как у проектируемого крана-манипулятора гидравлический привод, то и расчет производится для выбора гидромашины, как для гидропривода вращательного действия. Для этого необходимо определить крутящий момент, который должен развивать выходной вал гидромотора, связанный с валом рабочего органа, для преодоления внешней нагрузки на нем.
Для расчета и выбора двигателя, необходимо знать кинематическую схему механизма подъема груза, показанную на рисунке 6.
Рисунок 6 - Кинематическая схема механизма подъема груза (предварительная)
Мощность, которая должна развиваться механизмом подъема груза N, Вт, для того, чтобы груз поднимался с заданной скоростью, определяется по формуле
, (21)
где W – сила сопротивления, возникающая при подъеме груза, Н;
- скорость подъема, м/с.
Вт.
Крутящий
момент
который должен развиваться на рабочем
органе, определяется по формуле
, (22)
где 
- угловая скорость грузового барабана,
1/с;
(23)
где R – радиус грузового барабана, м;
1/с.
Тогда
Нм.
Крутящий
момент на валу гидромотора
отсюда
, (24)
где ip – передаточное число редуктора, ip = 21,12 (по прототипу).
Нм.
По полученному значению крутящего момента выбираем аксиально-плунжерный нерегулируемый гидромотор серии 210.12.
Полезная
мощность на валу гидромотора
,
Вт определяется по формуле
, (25)
где 
- угловая скорость вала гидромотора,
1/с;
, (26)
1/с;
- механический КПД гидромотора
Вт.