2.3.6 Компоновка конструкции механизма передвижения

Выполнив предварительные расчеты механизма и выбирая его элементы, необходимо выполнить проверочные расчеты:

а) электродвигатель проверяют на кратковременную перегрузку в условиях установившегося движения

,

где , - номинальный момент электродвигателя,

б) электродвигатель проверяют по времени разгона крана при движении его вверх по уклону против ветра (для кранов, работающих на открытом воздухе):

Где - допускаемое время разгона электродвигателя

для тележек;

для кранов.

16

- моменты инерции соответственно электродвигателя и соединительной муфты упругой втулочно-пальцевой, ,

, если до 3,5 кВт

, если кВт

- диаметр колеса, м;

подставляем в т;

- средний пусковой момент, ;

- номинальный момент, .

- сопротивление передвижению, кН;

17

Кинематическая схема механизма передвижения крана.

1

И

2

3

4

5

Перечень элементов кинематической схемы

№	Наименование	Кол-во	Примечание
1.	Электродвигатель МТН	1
2.	Муфта упруго втулочно-пальцевая	1
3.	Тормоз колодочный ТКГ	1
4.	Редуктор ВКН	1
5.	Ходовое колесо	1

18

2.3 Механизмы вращения

Механизм поворота состоит из следующих элементов: электродвигателя; редуктора; открытых зубчатых передач; тормоза; муфты, соединяющей валы редуктора и двигателя и др. Для предохранения механизма от перегрузок, возникающих от сил инерции, нагрузок от ветра и крена редуктор снабжают фрикционной муфтой предельного момента.

К особенностям механизма поворота относятся: большое передаточное число (200...1200); наличие вертикальной оси вращения крана, требующее применение червячных или конических передач, или специальных цилиндрических редукторов с вертикальным расположением двигателя; действие на механизм большого момента от сил инерции вращающихся масс крана и груза. Он значительно превышает момент сопротивления вращению, что вызывает необходимость введения в механизм муфты предельного момента.

В последнее время при проектировании механизмов поворота червячные передачи не находят применение из-за очень низкого КПД и недостаточной надежности.

Для расчета механизма поворота необходимо предварительно определить конструкцию ОПУ. Также должны быть известны: грузоподъемность крана и частота его вращения; группа режима работы механизма; место размещения механизма (на поворотной платформе или на фундаменте), его кинематическая схема; геометрическая схема крана с основными размерами; массы элементов крана (предварительно их значения выбирают по данным, приведенными в табл.1); координаты центров тяжестей узлов крана относительно оси вращения; нагрузки на ОПУ.

После предварительных расчетов определяются энергетические параметры механизма: мощность двигателя и тормозной момент, и момент срабатывания фрикционной муфты. Затем выполняются необходимые проверки, и проводятся компоновочные расчеты механизма поворота.

19

Таблица 2.3.1

Формулы для определения масс кранов и крановых тележек

Наименование	Масса, т
Настенно-поворотные краны: с тележкой с постоянным вылетом	mK = 2 + 0,15·Q·Rmax mK= 1,5+0,04·Q·R
Поворотные стреловые краны на колонне: без противовеса с тележкой *	mK = 3 + 0,07·Q·Rmax mK = 3 + 0,2·Q·Rmax
Велосипедные краны без противовеса: общая масса поворотная часть крана	mK = 0,4 + 0,3·Q·R mK = 3 + 0,07·Q·R
Мостовые краны (без тележки) с пролетом не более 30 м и грузоподъемностью, т: до 5 от 10 до 15 » 16» 20 » 30 » 40	mK = 3,5 +0,07·Q·LK mK = 2 + 0.06·Q· LK mK = l,2+0.05·Q· LK mK = 6,5 + 0.03·Q· LK
Консольные краны Козловые краны без консолей	mK = 4 + 0,25·Q·R mK =10+0,01·Q· LK
Крановые тележки: с колесным приводом передвижения с передвижением от канатной тяги	mT= l,5+0,2·Qf mT = 0,45 + 0,07·Q
Механизм подъема грузоподъемностью, т: до 15 свыше 15 (В т.ч. полиспастный МИВ)	mM =0,7+0,05 ·Q mM =0,l·Q
Механизм вращения крана грузоподъемностью, т: до 15 свыше 15 (В т.ч. мех-м передвижения тележки с канатной тягой)	mM =0,4+0,04·Q mM =0.1 +0.06·Q
20 Прямые стрелы поворотных кранов:	mc =0,6+0,03·Q·Rmax
Металлоконструкции (укосины) настенно-поворотных кранов: QR<30tcm. QR>30tcm.	my =1,1 +0,042 ·Q·R my =2+0,02·Q·R
Поворотная часть металлоконструкции судовых и береговых кранов (без механизмов и стрелы):	mпч=0,8+0,015· (Q+4) ·R
Поворотная часть потолочного крана (без механизмов):	mпч =0.03· (Q+8) ·R
Условные обозначения: mK mпч и mT – массы соответственно крана, его поворотной части и тележки, т; Q – грузоподъемность крана, т; R – вылет стрелы , м; LK – пролет крана, м. * - Поворотная часть без противовеса.

21

2.3.1 Энергетический расчет механизма поворота.

2.3.1.1 Расчет мощности механизма

Основная задача при определении мощности двигателя состоит в том, чтобы подобрать двигатель, который справился бы с максимально возможным моментом в период пуска, а в период установившегося движения имел бы достаточную загрузку.

Так, например, если для цехового поворотного крана выбрать двигатель по статической мощности (по моменту трения в установившийся период движения), то во время разгона двигатель не преодолеет пусковую нагрузку. При этом продолжительность пуска будет чрезмерной. Это приведет к снижению производительности.

А если выбрать двигатель по пусковому моменту, то КПД двигателя (cos ф) в установившийся период движения окажется недопустимо мал, а также появятся значительные инерционные нагрузки.

Выбор электродвигателя производится по среднеквадратическому значению мощности при среднестатистических условиях эксплуатации. К этим условиям относится следующее:

- среднестатистическое значение вылета стрелы R=0.7·Rmax;

- среднеквадратическое значение ветровой нагрузки и крена.

Мощность электродвигателей кранов, работающих под открытым небом, определяется по зависимости:

где М_ТР – момент сил трения в опорно-поворотном устройстве от сил тяжести поворотной части крана с грузом, кНм; М _{В СК} – средний квадратичный момент от ветровой нагрузки рабочего состояния 1-го расчетного случая, кНм (см. параграф 3);

М _{КР СК} – средний квадратичный момент сопротивления вращения от крена при среднестатистическом вылете, кН; n – частота вращения двигателя, об/мин; η – КПД механизма поворота (η = 0,7... 0,9).

22

Мощность электродвигателей кранов, работающих в цехах (кВт):

Здесь М_ТР , М_И – моменты сопротивления вращению и сил инерции поворотной части крана с грузом (кНм),. n – частота вращения крана, об/мин; ψ – средний коэффициент перегрузки электродвигателя в период разгона (ψ = 1.6).

Для кранов любого типа мощность двигателя должна приниматься из условия:

(3)

Используя полученное значение N_кaт по каталогу выбирается ближайший электродвигатель типа МТН, МТКН, MTF большей мощности.

При необходимости, полученную по формуле (2) мощность можно откорректировать, используя зависимость:

N_pacч = N ·

где К₂ – коэффициент, учитывающий влияние режимов электрического торможения на нагрев электродвигателя К₂ =1,35 (при отсутствии электрического торможения К₂ = 1); ПВ_расч – расчетная продолжительность включения; ПВ_кат – продолжительность включения двигателя по каталогу.

Электродвигатели переменного тока должны проверятся на перегрузку:

М_{дв мах} = (М_тр + М_{в мах} + М_{кр max} + М_{г мах}) / (u · η) (4)

где М_{дв мах кат} = 1.25 · М_{дв мах} – максимальный момент двигателя по каталогу; М_{дв мах} – максимальный момент двигателя ограничиваемый электрозащитой; 1.25 – коэффициент, учитывающий снижение напряжения питающей сети на 10%; η – коэффициент полезного действия; u – передаточное отношение механизма; М_{в мах} – момент от максимальной силы ветра рабочего состояния (II расчетный случай) действующего на поворотную часть крана при максимальном вылете стрелы R_мах; М_{кр max} – момент от крена при максимальном вылете стрелы; М_тр – момент сопротивления вращению; М_{г мах} – момент сил инерции при отклонении канатов от вертикали на среднеквадратический угол α_τd (см. табл.2) на максимальном вылете стрелы

23

Таблица 2.3.1.2

Расчетные углы отклонения грузовых канатов от вертикали (в градусах).

Тип крана (режим работы	Расчет на выносливость		Расчет на прочность		Расчет мощности двигателя
механизма)	ασ1	ατ1	ασ11	ατ11	ατd	ατd
Грейферный (ВТ)	6,5	5,5	17	15	5,5	5
Крюковой (Т)	5	4,5	13,5	12	4,5	4
Монтажный (С)	-	-	6	6	3	5

Электродвигатель проверяют по времени разгона при крене и ветре 1-го расчетного случая:

где М_в1 – наибольший момент ветровой нагрузки рабочего состояния для 1-го

расчетного случая, Нм; М_{кр max} – аибольший момент сопротивления вращению от

крена, Нм; [t_p] – допускаемое время разгона электродвигателя при отсутствии ветра ([t_p] = 4...6 с) и при его наличии ([t_p] = 6... 10 с).

Определение момента сил трения проводится по [2, с.453...455]

Определение моментов ветровой нагрузки. Наибольший момент сопротивления вращению ветра для I и II случаев нагрузок принимают:

М_в1=0.6 · М_вII ; М_вII =F_вгII · L_г + F_вкII · L_к ;

где F_вгII и F_вкII – ветровые нагрузки соответственно на груз и поворотную часть, крана,кН; L_г и L_к – расстояние от оси вращения крана до точек приложения ветровых нагрузок соответственно на груз и кран.

Определение момента сопротивления вращению от крена. Максимальный момент сопротивления вращению крана при крене на угол Q:

М_{кр max} = М_о · Sin(Q) . где М_о – суммарный опрокидывающий момент от вертикальных сил, действующих на поворотную часть крана с грузом, кН.

При расчете мощности двигателя необходимо брать среднеквадратическое

значение М_{кр ср}, которое определяется по формуле:

М_{кр ср} = 0,7 · М_{кр max}.

24

2.3.1.1.2 Определение момента срабатывания фрикционной муфты.

Муфта предельного момента рассчитывается на момент

М_ф= 1,1 · [М_{дв мах} – ] ·u_м · η_м , (5)

где u_м и η_м – передаточное число и КПД передачи между валом двигателя и муфтой; М_{дв мах} – максимальный момент двигателя, ограниченный электрозащитой.

2.3.1.1.3 Выбор тормоза механизма поворота.

При наличии фрикционной муфты, тормозной момент определяется по зависимости: Мт = 1,1 · М_{дв мах} , а затем проверяется на время торможения.

По величине Мт из каталога выбирается ближайший больший нормально закрытый колодочный тормоз.

Колодочные тормоза типа ТКГ и ТКТГ снимаются с производства как устаревшие, вместо них освоены тормоза типа ТГЕ 160...800 (см. приложение 1), которые

взаимозаменяемы по присоединительным размерам.

При необходимости установки нормально открытого тормоза выбранный тормоз реконструируют.

Допускаемое время торможения для цеховых кранов [t_m] = 3 ... 5 с, для остальных [t_m] =4 ... 10 с.

2.3.1.1.4 Расчеты деталей механизма при эскизном проектировании.

Основным критерием, используемым при эскизном проектировании, является

принцип равнопрочности. Он заключается в заложении одинакового запаса прочности

в элементы, принадлежащие к одной кинематической цепи.

2.3.1.2.1 Муфта предельного момента

На перегрузочных кранах устанавливается фрикционная муфта предельного

момента, предназначенная для снижения динамических нагрузок в механизме поворота и в металлоконструкции крана. Обычно она встраивается в зубчатое колесо второго (промежуточного) вала редуктора. Нередко ее устанавливают на быстроходном валу механизма, заодно с упругой втулочно-пальцевой муфтой с тормозным шкивом. Муфта предельного момента может быть дисковой или конической.

Диски должны прижиматься друг к другу при помощи пружины, с усилием

(6)

где М_Ф – момент срабатывания фрикционной муфты; m_д – коэффициент трения между дисками (0,08 ... 0,1 сталь по бронзе; 0,12...0,16 – сталь по стали); i = 4...8 – число пар трения; R_C – средний радиус дисков, при предварительных расчетах можно принимать равным половине радиуса зубчатого колеса, в которое встраиваются диски.

25

Для конической муфты усилие пружины определяется по зависимости:

(7)

где b – угол при вершине конуса (минимальный угол ограничивается условием отсутствия заклинивания); R_C средний радиус приложения сил трения; m_д – коэффициент трения.

По полученной величине усилия пружины (К) выбирается стандартная пружина.

Максимальное усилие пружины должно быть ограничено условием не превышения допускаемого давления в парах трения [q] = 0,5 МПа.

2.3.1.2.2 Зубчатые передачи.

Основные параметры зубчатых передач предварительно, на стадии эскизного проекта, определяются по принципу равнопрочности составляющих их элементов.

Остальные параметры уточняются с использованием критерия сопротивления контактной выносливости, так как зубчатые колеса грузоподъемных машин наиболее подвержены именно контактному разрушению.

Механизм поворота с соосным двухступенчатым вертикальным редуктором имеет открытую передачу с передаточным отношением u_оп = 8... 14, при этом потребное передаточное отношение редуктора u_р = u / u_оп (u – общее передаточное отношение механизма). При конструировании вертикального редуктора за основу принимают стандартный двухступенчатый цилиндрический редуктор типа РМ или РЦД, который выбирается из каталога по мощности, частоте вращения электродвигателя, ПВ, а также по передаточному числу u_кат = (0,7...0,9) · u_р. За основу принимают межосевое расстояние А₂ второй (тихоходной) зубчатой передачи редуктора и увеличивают до него межосевое расстояние первой передачи A₁ = А₂ за счет увеличения числа зубьев колеса Z₂ = (2·A₁ · cos (b) / m) – Z₁ ,

где m – модуль передачи; b – угол наклона зубьев первой передачи (b = 8...15).

Компонуют механизм по схеме рис.1 используя стандартные размеры валов, подшипников, зубчатых передач. В первое зубчатое колесо встраивают коническую или дисковую муфту предельного момента. При проектировании открытой цилиндрической передачи ее модуль принимается m₃ = m₂ + 3...4 мм, а число зубьев выходной шестерни Z₃ = 12 ... 21. После компоновочных проработок проводят проверочные расчеты элементов редуктора и открытой зубчатой передачи.

26

рис. 2.3.1 Соосный редуктор механизма поворота.

Механизм поворота с открытой конической передачей показан на рис.2. Передаточное отношение для конической передачи u_к = 1...2 (для открытой см. выше). Передаточное отношение редуктора u_р = u / (u_оп · u_к).

Цилиндрический двухступенчатый редуктор типа РМ или РЦД выбирают по u_р, мощности и частоте вращения электродвигателя и ПВ механизма. В зубчатое колесо первой передачи редуктора встраивают коническую или дисковую муфту предельного момента.

Средний модуль конической шестерни на выходном валу редуктора (рис.2) должен быть на 2...4 мм больше модуля последней передачи редуктора, число зубьев конической шестерни Z_K = 17...20. После компоновки элементы вертикального вала проверяют расчетами.

27

рис. 2.3.2 Кинематическая схема и вертикальный вал механизма поворота с открытой конической передачей.

28

Механизм поворота с планетарным редуктором обладает повышенной нагрузочной способностью, малыми габаритами и массой. Наиболее рационально для планетарного редуктора использовать три передачи типа А (см. рис.3), обладающих высоким КПД. Для малонагруженных механизмов поворота допустимо использование планетарных передач типа 3К. Разбивка общего передаточного отношения редуктора по передачам осуществляется последовательно по зависимости: u_n = 0.7 · , гдеu_n - передаточное число последующей (кроме быстроходной) передачи, n - число ступеней редуктора. Муфта предельного момента встраивается в эпициклическое (центральное) колесо первой передачи или в муфту с тормозным шкивом.

Модуль первой передачи принимается на 1…2 больше, чем у зубчатой муфты соединяющей планетарную передачу с двигателем. Модуль последующей ступени увеличивается пропорционально моменту на ее входе и обратно пропорционально ширине зубчатого зацепления.

Муфта предельного момента может быть встроена в эпициклическое (центральное) колесо первой ступени или в муфту между двигателем и редуктором.

Количество зубьев в элементах ступени подбираются из условий соседства сателлитов, соосности центральных колес и сборки передачи. Для передач с тремя сателлитами можно воспользоваться данными табл. 3.

Таблица 2.3.1

Количество зубьев сателлитов Zg, солнца Za и эпицикла Zb в зависимости от передаточного числа и в передаче типа А при количестве сателлитов m=3.

U	Za=15		Za=21		Za=27		Za=33		Za=39		Za=48
	Zb	Zg	Zb	Zg	Zb	Zg	Zb	Zg	Zb	Zg	Zb	Zg
2.5	-	-	-	-	-	-	-	-	-	-	72	12
3.2	-	-	45	12	57	15	69	18	87	24	108	30
4	45	15	63	21	81	27	99	33	117	39	144	48
5	63	24	81	30	105	39	129	48	153	57	192	72
6.3	81	33	111	45	141	57	177	72	207	84	252	102
8	105	45	147	63	189	81	231	99	273	117	336	144
10	135	60	189	84	243	108	297	132	351	156	432	192
12.5	171	78	243	111	309	141	381	174	447	204	552	252

29

а) б)

рис. 3. Планетарные редукторы: а) с передачей типа ЗК, б) с тремя передачами типа А.

30

2.3.1.2.3 Валы и оси

Для оценки диаметров двухопорных валов (без консолей) с одним зубчатым

колесом, испытывающих совместное действие изгиба и кручения возможно использование приближенной зависимости:

где М_КР - крутящий момент на валу, Н мм, 1 — расстояние между опорами вала, I делительный диаметр зубчатого колеса, мм, [а] допускаемое нормальное напряжение материала вала, МПа. В этой зависимости действие изгибающего момента выражено через крутящий момент.

Диаметры консольных участков d_K (мм) приближенно могут быть установлены в зависимости от момента М_КР , передаваемого валом d_K=l7·_, где [τ] = (0.025...0.03) · σ_в МПа. Здесь меньшее значение принимают для входных валов, а большее - для выходных. Диаметр, вычисленный по этой формуле, согласовывают с посадочным диаметром вала двигателя d_дв. Для нормализованных редукторов d_K = (0,93... 1,19) ·d_дв.

Диаметр вертикального вала (рис.2) механизма поворота должен быть на 10...20 мм больше диаметра выходного вала редуктора.

2.3.1.2.4 Подшипники качения

При выборе подшипника качения по известной нагрузке руководствуются динамической грузоподъемностью и необходимым внутренним (или наружным) диаметром колец подшипника. Если частота вращения колец подшипника относительно друг друга менее 1 об/мин, то расчет ведется по статической грузоподъемности.

Обычно грузоподъемность подшипника отличается от эквивалентной нагрузки в 0,9... 5 раз в зависимости от частоты вращения колец относительно друг друга.

2.3.1.3 Примеры расчетов

Исходные данные: кран судовой грузоподъемностью Q = 5т; частотой вращения n_к= 0,7 об/мин и максимальным вылетом R_max= L_Г= 15 м.

31

2.3.1.3.1 Расчет ориентировочных масс элементов судового крана.

рис. 4 Расчетная схема крана.

Решение:

Ориентировочные массы элементов крана (Таблица 1).

Кран: m_K=3+0,07·Q· R_max = 3+0,07·5·15 = 8,25т.

Стрела m_c=0,6+0,03·Q· R_max = 0,6+0,03·5·15 = 2,85т.

Механизм подъема m_П = 0,7+0,05·Q = 0,7+0,05·5 = 0,95т.

Механизм вращения m_В = 0,4+0,04·Q = 0,4+0,04·5 = 0,6т.

Полиспастный механизм изменения вылета (МИВ)

m_ИВ = 0,7+0,05·Q = 0,7+0,05·5 = 0,95т.

Колонна: m_KОЛ = 0,7· m_c = 1,995 т.

Платформа: m_ПЛ = m_K –m_KОЛ –m_c –m_П –m_В –m_ИВ = 0,905т.

2.3.1.3.2 Расчет сопротивлений вращению судового крана.

2.3.1.3.2.1 Нагрузки на ОПУ:

Горизонтальная: ΣM_A=0; G_C·L_C + G_Г·L_Г – G_П·L_П – R_B ·Н_О=0 ;

где G_П = (m_ПЛ + m_ИВ + m_В + m_П) ·g – вес платформы с механизмами;

G_Г = Q·g – вес груза; G_C = m_c ·g – вес стрелы;

По схеме (рис. 4): L_Г = 15м ; L_C = 6м; L_П = 0,8м; Н_О = 2м;

R_B = (G_C·L_C + G_Г·L_Г – G_П·L_П)/H0

R_B = (2.85 ·9,8·6+5·9,8·15 – (0,905+0,95+0,6+0,95) ·9,8·0,8)/2 =437,9 кН

Вертикальная : ΣF_y =0; g·(m_K +Q) – R_A = 0 ;

R_A = g·(m_K +Q) =9,8· (8,25+5) = 129,9 кН

32

2.3.1.3.2.2 Момент сил сопротивления

Примем, что коэффициент трения m=0,01 (подшипники качения); диаметр

верхней цапфы d_в=1.4 м; диаметр нижней цапфы d_н = 0,5 м; диаметр пяты d_п = 0,4м. Тогда момент от сил трения в верхней цапфе:

М_цв= R_B ·m· d_в /2=3 кНм.

момент от сил трения в нижней цапфе: М_цн = R_A ·m· d_н /2=1.1 кНм;

момент от сил трения в пяте: М_п = g·(m_K +Q) ·m· d_п /2 = 0,3 кНм;

момент от сил трения: М_тр= М_цв + М_цн + М_п =3+1,1+0,3=4,4 кНм.

3.2.3 Среднеквадратичный момент от ветровой нагрузки: М_вск=0,7· М_вII;

М_вII =F_в.г · R_max + F_в.п · R_цнп

где F_в.г и F_в.п - ветровая нагрузка на груз и на поворотную часть;

R_цнп - расстояние до центра наветренной площади; Примем, что F_в.п ≈ F_в.с (F_в.с - ветровая нагрузка на стрелу), а R_цнп ≈ R_max/2. Определим ветровую нагрузку на стрелу:

F_{в.с II} =Lc·Hc·p·c·n·k,

где Lc =16м - длина стрелы; Нс = 0,6м - высота балки стрелы; р = 250Н - максимальное давление ветра рабочего состояния; с =1,2 - аэродинамический коэффициент; n =1,1 - коэффициент учитывающий наличие второй балки стрелы; к=1 - коэффициент учитывающий высоту.

F_{в.с II} =160,6·250·1,2·1,1·1= 3168 Н или 3,168 кН

Определим ветровую нагрузку на груз:

F_{в.г II} = 5·250·1·1·1= 1250 Н или 1,25 кН.

Момент максимальной ветровой нагрузки рабочего состояния:

для груза M_вIIг = F_{в.г II} · R_max = 1,25 · 15 = 18,75 кНм

для стрелы M_вIIc = F_{в.c II} · R_цнп = 3,168 · 7,5 = 23,76 кНм.

Максимальный момент от ветровой нагрузки рабочего состояния:

М_вмах = М_вII = M_вIIг + M_вIIc = 18,75 + 23,76 = 42,51 кНм

Момент от ветровой нагрузки рабочего состояния:

М_вI = 0,6 · М_вмах = 0,6 · 42,51 = 25,5 кНм.

Среднеквадратичный момент от ветровой нагрузки:

М_вск = 0,7 · М_вI,= 0,7 · 25,5 = 17,85 кНм.

2.3.1.3.2.4 Момент сопротивления от крена:

Расстояние от оси вращения до центра масс при среднестатистическом вылете:

L_цт =

где G_К = m_KОЛ ·g =1,995 ·9,8= 19.55кН - вес колонны;

L_цт ==4.66 м.

Допустимый угол крена, при котором разрешается работа Морским Регист

ром, установлен не более Q = 5°.

33

Момент от крена:

М_крск= 0,7· L_цт (G_K +G_C + G_Г +G_П) · sin Q =

= 0,7 · 4,66 · (27,9+49 +33,37+ 19.55) · sin 5 = 36,92 кНм.

3.3 Определение мощности механизма поворота судового крана.

Мощность определяем по формуле, кВт:

Выбираем двигатель МТН 211 - 6 с мощностью N =7 кВт при ПВ 40%; частота вращения n_дв= 920 об/мин; момент по каталогу М_{дв мах кат} = 200 Нм.

Передаточное отношение механизма:

u_м=n_дв/n_к=920/0,7= 1314

Проверка двигателя на кратковременную перегрузку ведется согласно условию: М_{дв мах кат} ≥ 1,25 · (М_тр + М_{в мах} + М_{кр max} + М_{г мах}) · 10³ / (u_м · η),

где М_{г мах} = Gг · R_max · tg α_τd = 49 · 15 · tg 4 = 52,44 кНм – момент вызванный отклонением груза от вертикали на угол α_τd (см. табл.2).

В правой части неравенства получим:

1250 · (4,42 + 42,51+ 36,92 + 52,44) / (1314 · 0,8) =180,8 Нм.

Так как М_{дв мах кат} > 180,8 Нм, то условие выполняется.

Проверка двигателя по времени разгона проводится после выбора тормоза.

34

3.ТРЕБОВАНИЯ К ЧЕРТЕЖАМ

Чертежи должны быть исполнены в соответствии с указаниями Единой системы конструкторской документации ЕСКД, в объеме требований, предусмотренных указаниями по изучению и внедрению ЕСКД в учебный процесс . Чертежи выполняются на листах формата А1 (594´841).

По каждому типу крана в подразделах после заголовка дается таблица, в которой указываются ссылки на литературу, отражающие конструкцию крана в целом и вес его элементов, а в тексте – соответствующие ссылки на литературу по конструкции отдельных узлов и механизмов. Приводимые ниже требования к содержанию чертежей проекта и масштабам изображений обязательны, за исключением тех случаев, когда студент получил от своего руководителя какие-либо другие указания.

35