2750
.pdfDв = Dб + dк = 280 +17,5 = 297,5 мм
Длина барабана Lб при однослойной навивке и шагом Св намотки каната
Св= dк + 1 мм = 17,5 +1 мм= 18,5 мм
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 = 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
C |
р |
|
106 |
107 |
3 |
106 |
|
||||
|
|
|
× |
|
= |
|
|
× |
|
|
= 31451 ч , |
|
|
|
|
|
|||||||
L = |
|
|
|
60 × |
|
||||||
P |
|
60nб |
|
27,87 |
|
|
30 |
|
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 на- |
||||
грузки при |
|
|
|
|
|
|
Fo |
1,68 |
= 0,043 £ e = 1,68 ; |
|
|
|
|
= |
|
|
|
|
F ×V |
38,6 ×1 |
|
||
|
p |
|
|
|
|
Y= 0,42ctgα =1,68 – коэффициент осевой нагрузки при |
|
||||
|
Fo |
1,68 |
= 0,043 £ e = 1,68 ; |
|
|
|
|
= |
|
|
|
|
F ×V |
38,6 ×1 |
|
||
|
p |
|
|
|
|
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
nσ |
= |
|
|
σ −1 |
= |
|
|
245 |
= 2,9 |
>1,7 , |
|
kσ |
× kd ×σ a +ψ σ σ m |
|
1,5 |
× 0,93 × 45,23 + 0 × 0 |
|||||
|
|
|
βεσ |
|
1× 0,75 |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
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
Fсб |
= |
2M m |
|
= |
2 × 0,313 |
= 0,497 |
кН , |
D (e fα |
-1) |
0,3(2,710,35×4,71 -1) |
|||||
|
|
тш |
|
|
|
|
|
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.
Fсб 2 |
|
О |
|
а |
|
Fсб |
|
|
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 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
d = |
|
k ×8 × Fcd 2 × c |
|
= |
1,24 ×8 × 600 × 6 |
|
= 4,75 мм |
|
π [τ ] |
|
3,14 × 560 ×106 |
|
Принимаем диаметр проволоки d = 5 мм. D0 = cd = 6·5 =30 мм.
Число рабочих витков определяем по формуле
z = |
Ed 4λ |
|
= |
8 ×104 × 54 × 29 |
= 11,18. |
8F D |
|
|
|||
|
3 |
8 × 600 × 303 |
|
||
|
c 2 0 |
|
|
|
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 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