Разработка конструкции железнодорожного крана грузоподъемностью 63 тонны, страница 4

Тогда момент от сил инерции массы груза будет равен

кН·м

После приведения к валу двигателя будем иметь

кН·м Н·м.

Момент от сил инерции вращающихся частей относительно оси вращения:

,

Для определения момента от сил инерции вращающихся частей сначала необходимо определить маховой момент

,

где G_i и r_i - массы i-ых частей и расстояния от оси вращения до

                    центров тяжести этих частей.

и суммарный момент инерции поворотных частей

,

Маховой момент

Тогда суммарный момент инерции поворотных частей будет равен

 кН·м²

Момент от сил инерции вращающихся частей будет равен

 кН·м

После приведения к валу двигателя будем иметь

кН·мН·м.

Момент сил инерции ротора двигателя и редуктора механизма поворота:

, кгс·м. 

,

где  кгс·м² - маховой момент качающегося узла;

        кгс·м² - маховой момент муфты и тормозного 

                                          шкива ( см. каталог ).

                   (1,1…1,2)    - коэффициент, учитывающий маховые

                                          моменты валов и шестерен редуктора

                                          механизма поворота. 

Тогда момент сил инерции ротора двигателя и редуктора механизма поворота будет равен:

 кгс·м,

 Н·м.

Средний пусковой момент двигателя:

Коэффициент пусковой перегрузки:

Максимальный пусковой момент двигателя превосходит момент статических сопротивлений в 2,06 раз.

Пусковая мощность двигателя:

.

Необходимая мощность двигателя:

<.

Для оценки работы механизма поворота с грузами различной величины в условиях повторно-кратковременного режима при нагреве двигателя приводят эту работу к равноценному по нагреву режиму с неизменяемой средней нагрузкой М_ср и той же относительной продолжительностью включения. Среднеквадратичный момент , не изменяемый в течение цикла и эквивалентный по величине потерь действительной переменной нагрузке равен:

Н·м.

где Σt_п=20    - сумма времен неустановившегося режима, с;

         t_у =35   - время установившегося режима, с;

        Σt =120 - общая сумма времен включения двигателя, с.

Среднеквадратическая мощность двигателя за период цикла равна:

.

Вывод: рассмотренные ранее типы гидромотора и редуктора подходят.

Рабочее давление в гидросистеме:

.

Основные геометрические размеры зубчатого колеса:

- 

диаметр делительной окружности:

- 

число зубьев:

Принимаем z₁=13, тогда d₁ будет равен

- 

ширина b=215 мм.

Проверочный расчет открытой зубчатой передачи:

Материал зубчатого колеса:

-  Шестерня – Ст 40Х, НВ=270, У,σ_Н0=610Мпа, σ_F0=610МПа;

а) Проверочный расчет на контактную прочность:

где σ_Н и [σ_Н] - действующие и допускаемые контактные напряжения;

         Z_М - упругая постоянная материалов шестерни и колеса:

            для стальных колес -  Z_М=271 Н^½/мм;

         Z_Н - коэффициент, учитывающий геометрию

                 сопряженных поверхностей:

            для прямозубых цилиндрических передач - Z_Н=1,76;

         Z_ε  - коэффициент, учитывающий суммарную длину

                 контактной линии: 

            для прямозубых цилиндрических передач - Z_ε=1,0;

         Т₁ - крутящий момент;

         К_Нα - коэффициент неравномерности нагрузки

                  одновременно зацепляющихся пар зубьев:

            для прямозубых передач К_Нα=1.

         К_Нβ - коэффициент неравномерности распределения

                  нагрузки вдоль контактной линии:

                            К_Нβ=f( Ψ_bd, HB, № схемы)=1,2.

                  К_Нv- коэффициент динамической нагрузки

            для прямозубых передач К_Нv=f(v)=1,08.

         b_W  - ширина шестерни, b_W =210мм;

         d_W1 - диаметр делительной окружности шестерни, 

            d_W1=208мм;

            U - передаточное число, U=11,696.

Допускаемые напряжения:

Тогда

б) Проверочный расчет на контактную прочность при приложении пикового момента Т_пик:

где     [σ_Нпик]=2,8σ_Т=2,8·520=1456 МПа.

Тогда

в) Проверочный расчет на изгибную прочность:

где  σ_F и [σ_F] - действующие и допускаемые изгибные  напряжения;

                  Y_F – коэффициент формы зуба:

                          Y_F =4,5;

 К_Fα=0,75;

 К_Fβ=1,15;

         К_Fv=1,10.

Допускаемые напряжения:

Тогда

г) Проверочный расчет на контактную прочность при приложении пикового момента Т_пик:

где     [σ_Fпик]=2,74НВ=2,74·270=739,8 МПа.

Тогда