Дипломная работа: Автомобильный кран

1300 кг – масса поворотной платформы (принята конструктивно с запасом).

Подставив в (3.19) , получим:

13009,81=1,310.

Подставим в (3.18) , получим:

(15,84+3,924+1,3)10=21,110.

Упорный подшипник выбирается по статической грузоподъёмности  из условия . Этому условию удовлетворяет подшипник шариковый упорный 8314 . Его внутренний диаметр [7. стр. 20] d = 70 мм; d = 70.2 мм; наружный диаметр D=125 мм; высота h=40 мм; статическая грузоподъёмность С= 2910.

Расстояние между радиальными подшипниками равным 0,7 м.

Момент, изгибающий колонну:

М=3,75F+1,75F-0,75F , (3.20)

Получим

М= ( 3,7515,84+1,753,92+0,751,3 )10=65,310.

Напряжение изгиба самой колонны

=МW [] = /(nk) , (3.21)

где n = 1,4 – коэффициент запаса прочности;

k=1,3 – коэффициент безопасности;

= 31410Па – предел текучести (Сталь 35 ГОСТ 8731-72) (нормализация).

W=nkМ/ , (3.22)

Получим

W= 1,41,365,310/31410=37,810 м.

Реакции радиальных подшипников

F=M/0,7, (3.23)

Получим

F=65,310/0,7=93,310.

В качестве подшипников выберем два подшипника серии 2556 – роликоподшипник с короткими цилиндрическими роликами (ГОСТ 8328 – 57)

С = 18710;

d= 280 мм. – диаметр внутреннего кольца.

D= 500 мм. – диаметр наружного кольца.

Подставим полученные соотношения в формулу для момента сил трения, получим

Т=0,50,015(21,2107010+93,310228010)=4029 .

Динамический момент равен

Т=IЕ , (3.24)

где I – момент инерции поворотной части крана вместе с грузом;

Е – угловое ускорение.

Е = а /  , (3.25)

а = 0,15 м/c - минимальное угловое ускорение груза.

Получим Е = 0,15/3,75 = 0,04  .

Момент инерции

I = (1,75+3,75+3,75+0,75) , (3.26)

где  = 1,3 – коэффициент, учитывающий инерционность поворотной части;

 = 1,05 – коэффициент, учитывающий инерционность механизма

поворота;

 = 4000 кг – масса стрелы;

= 150 кг – масса крюковой подвески;

= 16000 кг – масса поднимаемого груза;

= 1300 кг – масса поворотной части;

Подставив, получим

I = 1,31,05(40003,0625+15014,0625+1600014,0625+13000,5625) =

=32,810кгм.

Полученные соотношения подставляются в (3.24):

Т=32,8100,04 = 1,31210 (13120 Нм).

Суммарный момент сопротивления повороту:

Т= 4029+13120 = 17149 Нм.

4.3  Мощность гидромотора в период пуска.

Мощность гидромотора определится по формуле:

P = T/ , (3.27)

где =0,18 . – угловая скорость поворотной части;

 - КПД механизма поворота с цилиндрическим редуктором.

 , (3.28)

= 0,96 – КПД двухступенчатого цилиндрического редуктора;

= 0,95 – КПД открытой зубчатой передачи;

Подставив, получим:

= 0,960,95= 0,912 ,

отсюда мощность гидромотора в период пуска:

Р = 17149 0,18/0,912 = 3385 Вт. (3,39 кВт.).

Передаточное число редуктора U=48,67 (взято из стандартного ряда передаточных чисел для вертикальных двухступенчатых редукторов).

Выбираем гидромотор 210.20В, нерегулируемый однопоточный, диаметр поршня 20 мм; В – модификация корпуса из алюминиевого сплава; n =1500 об/мин. – частота вращения вала;

Следовательно, угловая скорость вала гидромотора

 == 157 .

Номинальный крутящий момент гидромотора

Т=P/=157 Hм.

4.4 Общее передаточное число.

U= , (3.29)

Получим

U=157/0,18 = 872

(Механизм поворота содержит: гидромотор, редуктор и открытую зубчатую передачу).

Следовательно:

U=UU , (3.30)

где U- передаточное число открытой зубчатой передачи.

Откуда

U=U/U , (3.31)

Получим

U= 872/48,67 = 17,9

4.5 Расчётный крутящий момент на тихоходном валу редуктора в момент пуска

Т= ТU , (3.32)

Получим:

Т=15748,670,96 = 7336 Нм.

4.6 Расчет процесса пуска

Максимальное время пуска при условии минимального ускорения груза:

t=  , (3.33)

Получим:

t = 0,18/0,04 = 4,5 c. (т.е. t = 1 … 4,5 c.)

Условие пуска:

Т , (3.34)

Имеем:

157 ,

т.е. условие пуска выполняется.

4.7 Расчёт процесса торможения

Целесообразно принять время торможения меньшим или равным времени пуска, т.к. трение в подшипниках и потери в механизме поворота способствуют торможению.

Примем время торможения равным 4с.

Т , (3.35)

где  - момент инерции масс на первичном валу. Очень мал и им пренебрегаем.

Получим равенство:

Т10,98 Нм.

Укажем на чертеже механизма поворота техническое требование –

«тормоз отрегулировать на момент 11,5 Нм».

4.8 Расчёт открытой зубчатой передачи

Примем диаметр делительной окружности подвенцовой шестерни

d= 120 мм. (минимальное число зубьев шестерни: Z=17 … 25).

Модуль зубчатого зацепления:

m = d/Z , (3.36)

Получим:

m = 120/25 – 120/17 = 4.8 … 7.1 мм.

Примем m = 6; тогда Z= 120/6 = 20

Диаметр делительный подвенцовой шестерни:

d= 620 = 120 мм.

Число зубьев зубчатого венца:

Z= ZU= 2017,9 = 358

Диаметр делительной окружности зубчатого венца:

d= mZ = 6358 = 2148 мм.

Межосевое расстояние:

а= (d+d)/2 = (120+2148)/2 = 1134 мм.

Ширина зубчатого венца:

b = a ,

где = 0,1 … 0.4 - коэффициент ширины зубчатых колёс (примем =0,12)

Получим

b=0,121134 = 136,1 мм. (примем b = 140 мм.)

5. Расчёт стрелы телескопической

Задача расчёта состоит в определении прогиба стрелы при максимальной её нагрузке.

Условия расчёта:

Расчёт телескопической стрелы и отдельных её элементов производится по максимальным нагрузкам, возникающим при различных случаях нагружения её и различных положениях выдвижных секций.

Расчётная схема.

Телескопическая стрела состоит из основания, средней и верхней секций. Средняя и верхняя секции перемещаются по плитам относительно основания. Максимальная длина каждого гидроцилиндра составляет шесть метров. Длина стрелы в собранном состоянии составляет 9,7 м, при выдвижении средней секции - 15,7 м, при выдвижении верхней секции – 21,7 м.

На стрелу действуют:

- вес поднимаемого груза.

- собственный вес.

- усилие в грузовом канате.

- усилия в гидроцилиндрах подъёма стрелы и выдвижения стрелы.

- боковая нагрузка на оголовке стрелы.

Исходные данные.

21,7м. – максимальная длина стрелы (выдвинуты обе секции);

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9