Материал: Передвижные башенные краны. Калинин Ю.И., Жулай В.А

δ=1,25 Fф ∙1,4 / [σб] λ =1,25∙30∙103∙1,4/120∙106∙0,0205 = 21∙10-3 м = 21 мм.

Принимаем толщину стенки барабана δ = 21 мм.

При отношении Dб / δ = 400/21 = 19 < 25 стенку барабана можно не проверять на устойчивость (табл. V.2.15 [8]).

Высота реборд барабана должна быть такой, чтобы за последним слоем навитого канта было не менее двух диаметров каната. Тогда диаметр барабана по ребордам составит

Dр = Dб+8 dк= 400 +8∙19,5 = 556 мм.

Принимаем Dр = 560 мм.

Частота вращения барабана для обеспечения заданной скорости подъема груза должна

быть

nб = 60Vгр∙ iп / π Dср = 60∙0,25∙2 /3,14∙0,4295 ≈ 22,24 мин-1.

Принимаем конструкцию соединения барабана с редуктором Ц2 специального исполнения с выходным валом в виде зубчатой полумуфты. Эскиз барабана показан на рис. 7.4.

Барабан опирается одним концом на выходной вал редуктора, а вторым концом – консольно закрепленной в барабане осью на подшипниковую опору.

Крепление каната на барабане осуществляем с помощью клина в коническом гнезде в теле барабана.

Рис. 7.4. Эскиз барабана лебедки

7.6. Выбор подшипников опоры барабана

Подшипники опор барабана выбираем по максимальной нагрузке от грузоподъемного каната при подъеме испытательного груза. Максимальная радиальная и осевая нагрузка на подшипник будет возникать при расположении нагруженной ветви каната рядом с ребордой

Fмах= 1,25FфLб /(Lб+b2) = 1,25∙30∙0,8/(0,8+0,08) ≈ 34,1 kH.

101

Максимальный угол отклонения каната на барабане лебедки, расположенной на противовесной консоли крана с неповоротной башней, вычисляем по формуле

Угол отклонения каната на барабане лебедки, расположенной на поворотной платформе крана с поворотной башней, вычисляем по формуле

Осевая нагрузка в первом случае будет:

Fo = Fмах sin β1 = 1,25∙30∙sin 2°5' = 1,36 кН.

Осевая нагрузка во втором случае будет:

Fo = Fмах sin β2 = 1,25∙30∙sin 0°41' = 0,45 кН.

По ГОСТ 5720 (табл. П. 35) выбираем для первого случая шариковый радиальный двухрядный сферический подшипник средней серии № 1314 с размерами 70×150×35 с допустимой статической грузоподъемностью Со= 35,9 кН; динамической грузоподъемностью С = 58,6 кН, углом контакта тел качения α = 8°. Фактическое соотношение осевой и радиальной нагрузки

еф= Fo/ Fр∙V= 1,36/34,1∙1 ≈ 0,04 < 0,22 (справочное значение).

При вращающемся внутреннем кольце V = 1.

Требуемая долговечность подшипника при расчетном числе циклов работы за нормативный срок службы крана

Lt= 0,25∙tпо∙Ст/60 = 0,25∙3∙519996 / 60 ≈ 6500 часов,

где tпо = H/Vгр ∙60 = 45/0,25∙60 = 3 мин – время работы механизма подъема в течение цикла.

Проверка подшипника на долговечность выполняется по формуле

где ρ = 3 – показатель степени долговечности для шариковых подшипников; Кб = 1,2 – коэффициент динамической нагрузки; Кт = 1,05 – температурный коэффициент.

Эквивалентная динамическая нагрузка подшипника при е < 0,22

Р = VFp Kб KТ = 1∙34,1∙1,2∙1,05 = 43 кН.

102

При требуемой долговечности подшипника 6500 часов и его расчетной долговечности 1896,7 часов межремонтный срок по замене подшипника составит

Zp= ZH Lp/ Lt = 15∙1896,7/6500 ≈ 4,4 года.

7.7. Расчет оси барабана

Расчетная схема правой полуоси барабана показана на рис. 7.5. Размер b1 = 0,06 м выбран с учетом размеров корпуса подшипника и защитной крышки.

Fp

dп

b1

Рис. 7.5. Расчетная схема оси барабана

Максимальный изгибающий момент, действующий на ось в месте выхода ее из барабана

Мo =1,25 Fр∙b1 =1,25∙30∙0,06 ≈ 2,25 кН∙м.

Момент сопротивления оси изгибу

Wо = 0,1dп3 = 0,1∙0,073 = 3,43∙10-5м3.

Напряжения изгиба

σиз = Мo / Wо = 2,25∙103 / 3,43∙10-5 = 0,656∙108 Па = 65,6 МПа.

Коэффициент запаса прочности оси из стали 45 с термообработкой на улучшение и допускаемыми напряжениям [σ] = 0,6 σт = 0,6∙315 = 189 МПа (табл. П.20).

nσт = [σт]/ σиз = 189/65,6 = 2,88.

Проверка оси барабана на усталостную прочность. Ось вращается вместе с бараба-

ном и в ней возникают переменные изгибные напряжения симметричного цикла. Коэффициент запаса по нормальным напряжениям при симметричном изгибе определяем по формуле

где σ-1= 0,43σв= 0,43∙570 = 245 МПа – предел выносливости стали 45 при симметричном цикле изгиба [4];

σа= Fр∙b1/ Wо = 30∙0,06·103 / 3,43∙10-5= 45,23 МПа – амплитудные нормальные напряжения цикла при изгибе;

103

σт = 0 – средние напряжения цикла;

kσ = 1,5 – эффективный концентратор напряжений в галтели вала; β = 1 – коэффициент упрочнения (без упрочнения);

εσ ≈ 0,78 – масштабный фактор при диаметре вала 70 мм из углеродистой стали; ψσ = 0 – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла;

kд = 0,85 – принимают по графику на рис. 2.20 [4] в зависимости от отношения zб / z0 = 91,65∙105 / 5∙106 ≈ 1,8. Для валов диаметром до 100 мм z0 = 5∙106 циклов. Число циклов оси барабана за весь срок службы zб = 60∙nб∙ Lt = 60∙23,5∙6500 = 91,65∙105.

7.8. Определение параметров и выбор двигателя

Номинальную статическую мощность двигателя вычисляем по формуле

NcmN = Qн gVгр/ηпηр = 6∙9,81∙0,25/0,98∙0,96 = 15,64 кВт,

где ηп = 0.98 – кпд полиспаста; ηр = 0,96 – кпд двухступенчатого редуктора.

При выборе двигателя по каталогу учитываем режим работы механизма и способ торможения. По табл. 1.3 [4] принимаем коэффициент режима работы для двигателя с фазным ротором и динамическим торможением Кр =1,1.

Реально потребляемая мощность двигателя

Nд = KpNcm= 15,64/1,1 = 14,22 кВт.

В табл. П.23 выбираем электродвигатель с фазным ротором MTF 312-6. Электродвигатель имеет следующие параметры:

Мощность электродвигателя – 15 кВт при ПВ 40%; Номинальное число оборотов вала nд – 955 об/мин; КПД электродвигателя – 81%; Максимальный момент – 471 Н·м; Момент инерции ротора – 0,312 кг·м²; Масса – 210 кг.

7.9. Выбор редуктора

Определяем рабочие характеристики редуктора – требуемое передаточное число

iр = nд /nб = 955/22,24 = 43.

Максимальный вращающий момент на тихоходном валу редуктора

Мрт= ∙Fф∙[Dб+3dk]/2 = 30∙[0,4+3∙0,0195]/2= 6,9 кН∙м.

Максимальная консольная нагрузка на тихоходном валу редуктора

Fк = Fф = 30 кН.

По табл. П.26 подбираем редуктор Ц2-500, имеющий в режиме работы 6М следующие параметры:

–частоту вращения быстроходного вала пб = 16·60 = 960 об/мин;

–передаточное число iрф= 40;

104

– максимально допустимый вращающий момент на тихоходном валу 10,6 кН·м. Консольная нагрузка на тихоходный вал Fкр = 25 кН.

Тихоходный вал принимаем с исполнением в виде зубчатой полумуфты (табл. П.29). Разница между фактическим и требуемым передаточным числом составит

7.10. Выбор муфты двигателя

Электродвигатель соединяем с быстроходным валом редуктора упругой втулочнопальцевой муфтой. Муфту выбираем по максимальному передаваемому моменту.

Ммакс= пFф Dб/2 ip ηр ηп=∙2,34∙30∙(0,4+3∙0,0195)/2∙31,5∙0,96∙0,98 = 0,56 кН∙м,

где п = п1 п2 п3 =1,3∙1,8∙1= 2,34 – коэффициент запаса. Составляющие коэффициента учитывают следующие факторы:

п1 – учитывает степень ответственности механизма. Для механизма подъема груза при расчете на прочность по максимальным нагрузкам рабочего состояния п1 = 1,8;

п2 – учитывает режим работы механизма М6, п2 = 1,3; п3 – коэффициент углового смещения полумуфт. Для втулочно-пальцевых муфт п3 = 1.

Выбираем муфту с тормозным шкивом диаметром 300 мм и передаваемым максимальным моментом 1000 Н·м (табл. П.32). Момент инерции муфты Jм = 1,5 кг·м2.

Проверка механизма по времени пуска позволяет определить ускорение при пуске. Определяем время пуска при среднем пусковом моменте

Мпус = ψ9550Nдв/пдв = 1,6∙9550∙15/955 = 240 Н∙м :

Ускорение при пуске привода

апус = Vгр /tпус = 0,25/3,56 = 0,07м/с2 < [0,15] м/с2.

7.11. Выбор тормоза

Для лебедки выбираем колодочный тормоз с электрогидравлическим толкателем типа ТКГ. Тормоз устанавливаем на быстроходном валу редуктора. Требуемый тормозной момент должен быть не менее

где кзап= 1,5 – коэффициент запаса тормозного момента для режима работа М6.

По табл. П.30 выбираем ближайший больший типоразмер тормоза ТКГ-200 с максимальным тормозным моментом 250 Н·м. Тормоз необходимо отрегулировать на требуемый

105