Механизм подъема груза бесконсольного козлового крана. Кинематическая схема механизма подъема груза. Выбор схемы полиспаста

Момент статического сопротивления на валу двигателя в период пуска при подъёме груза:

                  ;                                             (8.1)

где   =0,96 –КПД барабана (на подшипниках качения) [1];

- КПД привода [1].

;

Номинальный момент, передаваемый муфтой, принимается равным моменту статических сопротивлений:

                  ;                                                  (8.2)

Выбор соединительной муфты:

По кинематической схеме, представленной в задании (рис. 1), установлены две муфты. Одна муфта с тормозным шкивом установлена на быстроходном валу редуктора, а вторая между муфтой с тормозным шкивом и двигателем.

Расчётный момент для выбора муфты с тормозным шкивом определяется:

                  ;                                           (8.3)

где   - номинальный момент муфты, Н∙м;

k₁ = 1,3 – коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма;

k₂ = 1,2 – коэффициент, учитывающий режим работы механизма;

;

Из таблицы В.3 [1] выбирается муфта упругая втулочно-пальцевая с тормозным шкивом , которая показана на рис.8, а основные параметры указаны в таблице 8.1

Таблица 8.1 – Основные параметры муфты.

Передаваемый крутящий момент, Н∙м	Диаметр тормозного шкива (DТ), мм.	Ширина тормозного шкива (BТ), мм.	Момент инерции муфты, кг∙м2
1000	300	140	0,32

 

Рисунок 8 - Муфта упругая втулочно-пальцевая с тормозным шкивом.

Муфту, соединяющую муфту с тормозным шкивом и двигатель, выбираем по диаметру выходного конца двигателя ( d₁=65 мм.). По таблице   В.2 [1] выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75, которая представлена на рис. 9, а ее основные параметры приведены в   таблице 8.2.

 

Рисунок 9 - Муфта упругая втулочно-пальцевая.

Таблица 8.2 – Основные параметры МУВП.

Крутящий момент, Н*м	Размеры, мм.
	Диаметр отверстия для вала, d, d1	D, не более	L	l
1000	65	220	286	140

9. Выбор тормоза.

Средний пусковой момент двигателя:

Для двигателей с фазным ротором можно принимать

                    ;                                        (9.1)

где Т_н – номинальный момент двигателя, Н∙м;

                                       ;                                             (9.2)

;

;

Принимаем .

Фактическая частота вращения барабана:

;                                           (9.3)

;

Фактическая скорость подъёма груза:

                    ;                                             (9.4)

;

Отклонение фактической скорости подъёма груза от заданной не должно превышать 15%.

Вывод: в данном случи она практически совпадает с заданной величиной и в расчетной проверки нет необходимости.

Время пуска при подъёме груза:

                    ;                         (9.5)

где     I_max – суммарный момент инерции ротора двигателя и муфты, кг∙м²;

                    ;                                              (9.6)

где     I_р =0,537 кг∙м²– момент инерции ротора двигателя [1];

I_м =0,32 кг∙м²– момент инерции муфты [1];

;

;

Вывод: время пуска получилось в пределах допустимого.

Момент статического сопротивления на валу электродвигателя при торможении:

                    ;                                      (9.7)

где:     КПД барабана (на подшипниках качения);

- КПД привода ;

;

Выбор тормоза.

Расчётный тормозной момент определяется:

                    ;                                                (9.8)

где     k_т= 1,75 – коэффициент запаса торможения, [1] стр.113;

;

Выбираем тормоз колодочный, работающий на переменном токе         ТКТ-300/200, по таблице К.1 [1], который показан на рис.10, а основные характеристики указаны в табл.9.1

Таблица 9.1 – Техническая характеристика ТКТ-300/200.

Рисунок 10 – Тормоз колодочный с приводом от эл. гидравлических толкателей ТКГ-400.

Время торможения при опускании груза:

                    ;                            (9.9)

;

Вывод: время торможения при опускании груза получается в пределах допускаемого значения,  условие выполняется.

Путь торможения механизма подъёма груза:

                    ;                                                (9.10)

где: k_s = 1,3– коэффициент, учитывающий режим работы механизма [1].

;

Максимальное время торможения:

Время торможения в предположении, что скорости подъёма и опускания одинаковы.

;                                             (9.11)

;

Замедление при торможении:

                    ;                                           (9.12)

где     V_ф – фактическая скорость подъёма(опускания) груза, м/с;

t_т- время торможения, с.

[a_т] = (0,6…0,9)м/с²- допускаемое ускорение (замедление) для кранов, работающих с лесоматериалами и с сыпучими материалами.

;

Вывод: значение замедления при торможении лежит в допускаемых пределах.

10. Расчет открытой зубчатой передачи

Угловая скорость шестерни открытой передачи

                                           ;                                                     (10.1)

;                                                         (10.2)

мин^-1

с^-1

Число зубьев колес передачи

;                                                 (10.3)

где:  =20 –принимаем ориентировочно;

Определим вращающий момент на валу электродвигателя

;                                                (10.4)

Н·м

Определим вращающий момент на шестерни открытой передачи

;                                                (10.5)

где:  -КПД редуктора;

;                                                (10.6)

где:  =0,99 –КПД подшипника [4];

 =0,98 –КПД зубчатой передачи [4];

 Н·м

Определим вращающий момент на колесе открытой передачи

;                                           (10.7)

где:  =0,95 –КПД открытой передачи;

 Н·м

Выберем материал для открытой передачи

Шестерня: сталь 45 НВ₁=200; термообработка –улучшения;

Колеса: сталь 45 НВ₁=180; термообработка –улучшения;

Пределы изгибной выносливости материала колеса и шестерни

;                                          (10.8)

Н/мм²;

;                                         (10.9)

 Н/мм²;

Сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб, для шестерни и колеса

;                                               (10.10)

где: =4,07 –коэф. формы зуба [4];

;

где:  =3,6 - коэф. формы зуба [4];

;

Расчет передачи необходимо вести по шестерни, зубья которые менее прочны на изгиб.

Модуль зубьев из условия прочности зубьев шестерни на изгиб

;                                       (10.11)

где:  =1,37 –коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба [4];

 =0,4 –коэф. ширины колеса [4];

мм;

По ГОСТ 9563-60 принимаем модуль зубьев равным 12, [4];

Основные геометрические параметры

Диаметр делительных окружностей

;                                                 (10.12)

Диаметры окружностей вершин зубьев:

,                                         (10.13)

,

.

Диаметры окружностей впадин зубьев:

,                                         (10.14)

,

.

Ширины шестерни и колеса:

,                                           (10.15)

,

;                                        (10.16)

Определение сил в зацеплении.

Окружная скорость колёс:

,                                              (10.17)

.

Принимаем IX степень точности по ГОСТ 1643-81.

Определим окружную силу в зацеплении;

,                                         (10.18)

;

Определим радиальную силу:

,                                         (10.19)

;

Проверочный расчет передачи на напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса.

,                                    (10.20)

где: - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи,;

,                                          (10.21)

,

.

Напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса получилось в пределах