Механизм поворота крана автомобильного КС-4572 (сборочный чертеж)

ID: 197333
Дата закачки: 27 Декабря 2018
Продавец: AgroDiplom (Напишите, если есть вопросы)
Посмотреть другие работы этого продавца

Тип работы: Чертежи
Форматы файлов: КОМПАС, Microsoft Word

Описание:
Расчёт механизма поворота.
Расчёт будем вести по методическим указаниям [8].
Задача расчёта:
Спроектировать механизм поворота для поворотной части автомобильного крана.
Исходные данные.
грузоподъёмность (масса груза) 16000 кг.
длина стрелы (при максимальной грузоподъёмности) 9,7м.
вылет (при максимальной грузоподъёмности) 3,75 м.
угловая скорость поворотной части 0,18
масса крюковой подвески 150 кг.
3.6. Вес стрелы.
Стрела состоит из трёх секций: 9,7 м.; 15,7 м.; 21,7 м. (выдвижение сек-ций по 6 метров, то есть ход поршней 6 метров). Для расчёта нужно учиты-вать также и вес двух гидроцилиндров.
Вес стрелы вычисляют из эмпирической зависимости:
, (3.15)
где 0,066 – коэффициент веса стрелы (мал потому, что стрела при подъё-ме груза расположена наклонно).
15,84 10 - грузоподъёмная сила.
3,75 .- вылет.
Получим
0,066 15,84 10 3,75 3,92 10
Плечо силы тяжести стрелы = 1,75м. (взято из геометрических соотно-шений между: длиной стрелы, точкой подвеса стрелы и вылетом груза).
3.7. Момент сопротивления повороту поворотной части в период пуска:
, (3.16)
где - момент сил трения;
- момент динамический.
Момент сил трения:
0,5 , (3.17)
где =0,015 – приведенный коэффициент трения в подшипниках;
реакция упорного подшипника:
, (3.18)
15,84 10 - грузоподъёмная сила.
3,92 10 - вес стрелы.
9,81 , (3.19)
1300 кг – масса поворотной платформы (принята конструктивно с запа-сом).
Подставив в (3.19) , получим:
1300 9,81=1,3 10 .
Подставим в (3.18) , получим:
(15,84+3,924+1,3) 10 =21,1 10 .
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 = 29 10 .
Расстояние между радиальными подшипниками равным 0,7 м.
Момент, изгибающий колонну:
М =3,75F +1,75F -0,75F , (3.20)
Получим
М = ( 3,75 15,84+1,75 3,92+0,75 1,3 ) 10 =65,3 10 .
Напряжение изгиба самой колонны
=М W [ ] = /(n k ) , (3.21)
где n = 1,4 – коэффициент запаса прочности;
k =1,3 – коэффициент безопасности;
= 314 10 Па – предел текучести (Сталь 35 ГОСТ 8731-72) (нормализа-ция).
W =n k М / , (3.22)
Получим
W = 1,4 1,3 65,3 10 /314 10 =37,8 10 м .
Реакции радиальных подшипников
F =M /0,7, (3.23)
Получим
F =65,3 10 /0,7=93,3 10 .
В качестве подшипников выберем два подшипника серии 2556 – роликоподшипник с короткими цилиндрическими роликами (ГОСТ 8328 – 57)
С = 187 10 ;
d = 280 мм. – диаметр внутреннего кольца.
D = 500 мм. – диаметр наружного кольца.
Подставим полученные соотношения в формулу для момента сил тре-ния, получим
Т =0,5 0,015(21,2 10 70 10 +93,3 10 2 280 10 )=4029 .
Динамический момент равен
Т =I Е , (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 = 1,3 1,05(4000 3,0625+150 14,0625+16000 14,0625+1300 0,5625) =
=32,8 10 кг м .
Полученные соотношения подставляются в (3.24):
Т =32,8 10 0,04 = 1,312 10 (13120 Н м).
Суммарный момент сопротивления повороту:
Т = 4029+13120 = 17149 Н м.
3.8. 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:
= 0,96 0,95= 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, диа-метр 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.
3.9. Общее передаточное число.
U= , (3.29)
Получим
U=157/0,18 = 872
(Механизм поворота содержит: гидромотор, редуктор и открытую зубчатую передачу).
Следовательно:
U=U U , (3.30)
где U - передаточное число открытой зубчатой передачи.
Откуда
U =U/U , (3.31)
Получим
U = 872/48,67 = 17,9
3.10. Расчётный крутящий момент на тихоходном валу редуктора в мо-мент пуска:
Т = Т U , (3.32)
Получим:
Т =157 48,67 0,96 = 7336 Нм.
3.11. 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.
3.12. Расчёт процесса торможения.
Целесообразно принять время торможения меньшим или равным вре-мени 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 пренебре-гаем.
Получим равенство:
Т 10,98 Нм.
Укажем на чертеже механизма поворота техническое требование –
«тормоз отрегулировать на момент 11,5 Нм».
3.13. 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 = 6 20 = 120 мм.
Число зубьев зубчатого венца:
Z = Z U = 20 17,9 = 358
Диаметр делительной окружности зубчатого венца:
d = m Z = 6 358 = 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=0,12 1134 = 136,1 мм. (примем b = 140 мм.)

Размер файла: 5,5 Мбайт
Фаил: