Проверка работы двигателя в период пуска.

 

       Время разгона для механизма поворота определяется по формуле /5/:

 

где uм - общее передаточное число привода механизма поворота;

Мдв.пус.ср. - средний пусковой момент электродвигателя, Н*м;

 G1D12 - сумма маховых моментов масс ротора электродвигателя и тормозной муфты, кг*м2.

       Передаточное число механизма поворота определяется по формуле /4/:

uм = n1 / nкр,                                           (3.4.2.2.)

где n1 - частота вращения электродвигателя, об/мин.

uм = 800 / 2 = 400 об/мин

       Средний пусковой момент электродвигателя определяется по формуле /5/:

Мдв.пус.ср. = (1, 5...1, 6) * Мном = (1, 5...1, 6) * 9560 * Nдв / n1         (3.4.2.3.)

Мдв.пус.ср. = 1, 55 * 9560 * 2 / 800 = 37 Н*м

       Так как тормоз для механизма еще не выбран, можно принимать GDмуф2 = (0, 2...0, 4) * GDр2.

GDмуф2 = 0, 3 * 0, 085 = 0, 0255 кг*м2

       Определяем время разгона для механизма поворота по формуле 3.4.2.1.:

 

Проверка удовлетворяет условиям пуска.

       Касательное ускорение головки стрелы крана и груза в период разгона должно отвечать условию /4/:

а = vстр / tразг = (2 *  * L * nкр) / (60 * tразг)  [a] = (0, 3...0, 7) м/с2, (3.4.2.4.)

где [а] - допускаемое значение касательного ускорения головки стрелы крана и груза в период разгона.

а = (2 * 3, 14 * 2, 5 * 2) / (60 * 8) = 0, 1 м/с2  [a] = (0, 3...0, 7) м/с2

Условие выполняется.

 

 

Составление кинематической схемы.

 

Определение общего передаточного числа механизма.

 

       Общее передаточное число привода механизма поворота (рис.3.1.2.) определяется по формуле /4/:

uм = n1 / nкр,                                           (3.5.1.1.)

где n1 - частота вращения электродвигателя, об/мин.

nкр - частота вращения крана, об/мин.

uм = 800 / 2 = 400 об/мин

       Передаточное число разбиваем на две ступени:

1-я ступень - червячный редуктор с горизонтальным червячным колесом и встроенной муфтой предельного момента;

2-я ступень - открытая зубчатая передача.

       Принимаем передаточное число редуктора uред = 40; две зубчатые открытые передачи, у которых uо.п.1 = 2; uо.п.2 = 5.

uм = uред * uо.п.                                     (3.5.1.2.)

uм = 40 * 2 * 5 = 400 об/мин

 

 

Расчет эквивалентных моментов на валах.

 

       Угол поворота крана за время пуска механизма определяется по формуле /4/:

 0пуск = (360 * nкр * tпуск) / 120,                  (3.5.2.1.)

где nкр - частота вращения крана, об/мин;

tпуск - время пуска, с.

 0пуск = (360 * 2 * 8) / 120 = 480

       Время торможения крана определяется по формуле /4/:

tторм = (2 * [ ]) / wкр = (60 * [ ]) / ( * nкр),       (3.5.2.2.)

где [ ] - допускаемый угол торможения для кранов; для режима работы - легкий [ ] = 150 =  / 12 (/10/).

tторм = (60 * 3, 14 / 12) / (3, 14 * 2) = 2, 5 с

       Угол поворота крана при установившемся движении определяется по формуле /4/:

 0уст = 1800 - ( 0пуск +  0торм),                              (3.5.2.3.)

где 1800 - угол поворота крана за время одного цикла.

 0уст = 1800 - (48 + 15) = 1170

       Время поворота крана при установившемся движении определяется по формуле /4/:

tуст = (60 *  0уст) / (360 * nкр)                        (3.5.2.4.)

tуст = (60 * 117) / (360 * 2) = 9, 75 с

       Полное время поворота на 1800 (цикла) определяется по формуле /4/:

Тц = tразг + tуст + tторм                                    (3.5.2.5.)

Тц = 8 + 9, 75 + 2, 5 = 20, 25 с

       Доли времени работы передач механизма по периодам от времени цикла определяются по формулам /4/:

 1 = tпуск / Тц;    2 = tуст / Тц;       3 = tторм / Тц;   (3.5.2.6.)

 1 = 8 / 20, 25 = 0, 395

 2 = 9, 75 / 20, 25 = 0, 481

 3 = 2, 5 / 20, 25 = 0, 123

       Момент, действующий на зубчатое колесо, неподвижно закрепленное на колонне, в период пуска определяется по формуле /4/:

Мк.пуск = Мдв.пуск.ср. * uм *  м                                          (3.5.2.7.)

Мк.пуск = 37 * 400 * 0, 7 = 10360 Н*м

       Момент, действующий на колесо в период установившегося движения определяется по формуле /4/:

Мк.уст = Мст = Мтр + Мв.ск                                        (3.5.2.8.)

Мк.уст = 983, 8 + 2184, 4 = 3168, 2 Н*м

       Момент, действующий на колесо в период торможения определяется по формуле /4/:

Мк.торм = М ин + Мв.max - Мтр,                              (3.5.2.9.)

где М ин - момент сил инерции на оси поворота крана при торможении.

       Момент сил инерции на оси поворота крана при торможении определяется по формуле /4/:

 

 

где  1 - коэффициент, учитывающий инерцию медленно вращающихся частей механизма поворота ( 1 = 1, 1...1, 2);

 1 =  рот +  муф - момент инерции ротора двигателя и муфты, кг*м2; до подбора муфты можно принимать  1 = (1, 4...2, 0) *  рот.

       Момент инерции ротора берем из справочника /16/.

 рот = 0, 021 кг*м2

       Момент инерции ротора двигателя и муфты будет равен:

 1 = 1, 7 * 0, 021 = 0, 0357 кг*м2

       Определяем момент сил инерции на оси поворота крана при торможении по формуле 3.5.2.10.:

 

 

       Определяем момент Мк.торм по формуле 3.5.2.9.:

Мк.торм = 5481 + 3120, 6 - 983, 8 = 7617, 8 Н*м

       Эквивалентный момент на зубчатом колесе с допустимой погрешностью определяется по формуле /4/:

Мк.экв =  1 * М3к.пуск +  2 * М3к.уст +  3 * М3к.торм        (3.5.2.11.)

Мк.экв = 0, 395*103603 + 0, 481*(3168, 2)3 + 0, 123*(7617, 8)3 = 7983, 7 Н*м

       Эквивалентный момент на шестерне последней открытой передачи определяется по формуле /4/:

Мш.экв = Мк.экв / (uо.п. *  о.п.),                                (3.5.2.12.)

где  о.п. - КПД открытой зубчатой передачи ( о.п. = 0, 95).

Мш.экв = 7983, 7 / (10 * 0, 95) = 840, 4 Н*м

       Эквивалентный момент на червяке определяется по формуле /4/:

Мч.экв = Мк.экв / (uм *  м)                                         (3.5.2.13.)

Мч.экв = 7983, 7 / (400 * 0, 7) = 28, 5 Н*м

 

 

Выбор червячного редуктора.

 

       В механизме поворота крана за расчетную рабочую нагрузку принимают эквивалентный момент на червяке (Мч.экв, Н*м).

       Расчетная мощность на быстроходном валу редуктора определяется по формуле /4/:

Nрасч = Мч.экв * n1 / 9550                               (3.5.3.1.)

Nрасч = 28, 5 * 800 / 9550 = 2, 4 кВт

       Выбор необходимого типоразмера редуктора проводят по условию /4/:

К * Nрасч  Nред. табл * (n1 / nвл),                 (3.5.3.2.)

где nвл - частота вращения червяка, об/мин;

n1 - частота вращения ротора электродвигателя, об/мин;

К - коэффициент, принимаемый в зависимости от режима работы; при режиме работы - легкий К = 0, 40 /4/.

       По табл. 6. /4/ выбираем Чог-125.

       Техническая характеристика: nвл = 1000 об/мин; Nред = 2, 8 кВт;  ред = 0, 74.

       Габаритные и присоединительные размеры редуктора Чог-125 показаны в табл. 7. /4/.

       Проверяем по условию 3.5.3.2.:

0, 4 * 2, 4  2, 8 * (800 / 1000)

0, 96  2, 24

       Этот редуктор нас удовлетворяет.

 

 

Расчет открытой зубчатой передачи.

 

       Расчет открытой зубчатой передачи производится по той же методике, что и при механизме подъема груза.

       uо.п. = 10 - передаточное число открытой зубчатой передачи.

       1) Назначаем материал: для шестерни выбираем сталь марки 35ХГСЛ (улучшение, HB1 = 220), для колеса - сталь марки 35ГЛ (улучшение, HB1 = 190).

       2) Определяем модуль зацепления из условия прочности зубьев на изгиб по формуле 2.3.1. (Z1 = 20 - число зубьев шестерни).

       Для этого определим сначала допускаемое напряжение на изгиб по формуле 2.3.3.

       Средняя твердость НВ = (190+220) / 2 = 205.

       Предел выносливости зубьев при изгибе для выбранной марки стали  Flim b = 1, 8 * НВ = 1, 8 * 205 = 369 Мпа.

       Допускаемое напряжение на изгиб будет равно:

[ F] = (369 * 1 * 1) / 2 = 199, 5 МПа

       Определяем модуль зацепления:

 

 

       По СТ СЭВ310-76 полученное значение модуля зацепления округляем до ближайшего стандартного значения по табл. 8. /4/; m = 7 мм.

       3) Расчет геометрических размеров шестерни и колеса.

       Делительные диаметры определяются по формулам 2.3.4.:

d1 = m * z1 = 7 * 20 = 140 мм

d2 = m * z2 = m * z1 * uо.п. = 7 * 20 * 10 = 1400 мм

       Диаметры вершин зубьев определяются по формулам 2.3.5.:

dа1 = d1 + 2 * m = 140 + 2 * 7 = 157 мм

dа2 = d2 + 2 * m = 1400 + 2 * 7 = 1414 мм

       Диаметры впадин зубьев определяются по формулам 2.3.6.:

df1 = d1 - 2, 5 * m = 140 - 2, 5 * 7 = 122, 5 мм

df2 = d2 - 2, 5 * m = 1400 - 2, 5 * 7 = 1382, 5 мм

       Ширина венца колеса и шестерни определяются по формулам 2.3.7.:

b2 =  bd * d1 = 0, 5 * 140 = 70 мм

b1 = b2 + (2...5) = 70 + 4 = 74 мм

       Межосевое расстояние определяется по формуле 2.3.8.:

аw = 0, 5 * (d1 + d2) = 0, 5 * (140 + 1400) = 770 мм

       4) Определяем окружную скорость по формуле 2.3.9.:

v = ( * d1 * nш) / (60 * 1000) = (3, 14 * 140 * 800) / (60 * 1000) = 5, 9 м/с

       Назначаем 8-ю степень точности изготовления.

       5) Проверочный расчет на изгибочную прочность у основания зубьев шестерни выполняем по условию 2.3.10., где КFV = 1, 58 по табл.2.7. /7/:

 

 

       Условие на изгибную прочность выполняется.

       6) Определяем внутренние диаметры ступиц: для шестерни по формуле 2.3.11.; для колеса по формуле 2.3.12.:

 

 

       Наружные диаметры ступиц у торца для стальных колес определяются по формуле 2.3.13.:

для шестерни dст = 1, 6 * dв1 = 1, 6 * 65 = 104 мм

для колеса            dст = 1, 6 * dв2 = 1, 6 * 138 = 221 мм

       Длина ступиц определяется по формуле 2.3.14.:

для шестерни lст = 1, 2 * dв1 = 1, 2 * 65 = 78 мм

для колеса            lст = 1, 2 * dв2 = 1, 2 * 138 = 166 мм

       Толщина обода колеса определяется по формуле 2.3.15.:

D2 = 2, 5 * m = 2, 5 * 7 = 17, 5 мм

       Толщина диска колеса определяется по формуле 2.3.16.:

С = 3 * m = 3 * 7 = 21 мм

 

 

Подбор соединительной и предохранительной муфт.

 

       После начала торможения кран мгновенно остановиться не может. В этом случае должно срабатывать предохранительное устройство - иначе произойдет поломка механизма. В качестве предохранительного устройства применяют муфту предельного момента фрикционного типа.

       Расчетный момент предохранительной фрикционной муфты определяется по формуле /4/:

Ммуф.фр. =1, 2 * Мпуск * uред *  ред,                       (3.6.1.)

где Мпуск - пусковой момент электродвигателя (для нашего двигателя Мпуск = 40 Н*м по табл. 6П. /2/).

Ммуф.фр. =1, 2 * 40 * 40 * 0, 74 =1314 Н*м

       Расчетный момент для выбора соединительной муфты между двигателем и редуктором определяется по формуле /4/:

Ммуф.с. =К1 * К2 * (Мст *  м) / uм,                           (3.6.2.)

где К1 - коэффициент, учитывающий степень ответственности механизма; определяется по табл. 9. /4/ (при режиме работы - легкий К1 = 1, 4);

К2 - коэффициент, учитывающий режим работы механизма, определяется по табл. 9. /4/ (при режиме работы - легкий К2 = 1, 1);

Мст - статический момент, приведенный к валу двигателя, Н*м; определяется по формуле /4/:

Мст = (Мтр + Мв.ск) / (uм *  м),                      (3.6.3.)

Мст = (983, 8 + 2184, 8) / (400 * 0, 7) = 11, 3 Н*м

       По формуле 3.6.2. расчетный момент соединительной муфты будет равен:

Ммуф.с. =1, 4 * 1, 1 * (11, 3 * 0, 7) / 400   = 0, 03 Н*м

       По табл. 11П. /2/ выбираем втулочно-пальцевую муфту с тормозным шкивом.

       Техническая характеристика: крутящий момент не более 2000 Н*м; маховый момент GD2муф = 2, 05 кг*м2; диаметр тормозного шкива Dт = 300 мм; ширина тормозного шкива Вт = 145 мм.

 

 

Выбор тормоза и его расчет.

 

       Тормоз в механизме поворота служит для гашения сил инерции вращающихся масс крана, а также момента от ветровой нагрузки. Силы трения в опорах способствуют торможению.

       Тормозной момент определяется по формуле /5/:

 

 

       По табл.12П. /2/ выбираем двухколодочный пружинный тормоз типа ТКТ-300/200 с короткоходовым электромагнитом МО-200Б. Табличный момент этого тормоза равен 240 Н*м при ПВ - 40%, у нас же ПВ %. Тормозную ленту для обкладок выбираем типа А (по ГОСТ 1198-78), тормозной шкив - стальное литье.

       Техническая характеристика: Dт = 300 мм; Вт = 145 мм; а1 = 190 мм; а2 = 430 мм; Вк = 140 мм; Мя = 3, 6 Н*м; е = 40 мм;  = 5, 50; Мэм = 40 Н*м.

       Производим расчет тормоза по той же методике, что и в механизме подъема груза.

       Определяем силу трения между колодкой и шкивом по формуле 2.8.3.:

Fторм = Мторм / Dт = 111 / 0, 3 = 370 Н

       Определяем усилие прижатия колодки к тормозному шкиву по формуле 2.8.4.:

N = Fтр / f = 370 / 0, 37 = 1000 Н

       Определяем длину дуги колодки при угле обхвата тормозного шкива колодкой  = 700 по формуле 2.8.6.:

Lк = ( * Dт *  ) / 360= (3, 14 * 0, 3 * 70) / 360 = 0, 183 м

       Проверяем колодки на удельное давление по условию 2.8.5.:

р = N / (Bк * Lк) = 1000 / (0, 14 * 0, 183) = 39032 Па = 0, 04 МПа,

что меньше 0, 3 МПа - допускаемого значения для выбранных материалов.

Определяем окружную скорость на ободе шкива по формуле 2.8.9.:

v = ( * Dт * nдв) / 60 = (3, 14 * 0, 3 * 800) / 60 = 12, 56 м/с

       Определяем расчетную скорость на ободе шкива по формуле 2.8.8.:

vр = с0 * v = 1, 15 * 12, 56 = 14, 4 м/с

       Проверка колодки на нагрев по удельной мощности трения по формуле 2.8.7.:

А = p * vр * f = 0, 4 * 14, 4 * 0, 37 = 0, 2 МН/м*с  [А] = 1, 5...2, 0 МН/м*с

 

Расчет рабочей пружины тормоза.

       Рабочее усилие в главной пружине определяется по формуле 2.8.10.:

Fгл = N * a1 / a2 + Mяк / е + Fbc

Fгл = 1000 * 0, 19 / 0, 43 + 3, 6 / 0, 04 + 40 = 571, 9 Н

       Расчет пружины производим по расчетной силе Fр с учетом дополнительного сжатия по формуле 2.8.11.:

Fр = Fгл * К0 = 571, 9 * 1, 3 = 743, 5 Н

       Определяем диаметр проволоки для главной пружины из расчета на деформацию кручения по формуле 2.8.12.:

 

 

       Из ряда диаметров по ГОСТ 13768-68 на параметры витков пружин принимаем dпр = 6 мм.

       Средний диаметр пружины D = с * dпр = 6 * 6 = 36 мм.

Обозначение пружины: 60С2А-Н-П-ГН-6, 0 ГОСТ 14963-69.

       Для определения числа рабочих витков задаемся длиной Нd и шагом рd пружины в рабочем (сжатом) состоянии:

Нd = (0, 4...0, 5) * Dт = 0, 45 * 300 = 135 мм

рd = (1, 2...1, 3) * dпр = 1, 2 * 6 = 7, 2 мм

       Число рабочих витков определяем по формуле 2.8.14.:

n = (Hd - dпр) / рd = (135 - 6) / 7, 2 = 17, 9

Величину n округляем до целого числа, т.е. n = 18.

       Определяем жесткость пружины по формуле 2.8.13.:

Z = (G * dпр4) / (8 * D3 * n) = (8 * 104 * 64) / (8 * 363 * 18) = 27, 4 Н/мм

       Определяем длину нагруженной пружины по формуле 2.8.15.:

Н0 = Нd + (1, 1...1, 2) * Fp / Z

Н0 = 135 + 1, 15 * 743, 5 / 92, 6 = 144 мм

       Сжатие пружины при установке ее на тормозе:

Н0 - Нd = 144 - 135 = 9 мм

       Угол поворота якоря электромагнита ( ) для магнита  = 5, 50; переведем в радианы:

 = (5, 5 * 2 *  ) / 360 = (5, 5 * 2 * 3, 14) / 360 = 0, 096 рад

 

       Определяем дополнительное сжатие пружины по формуле 2.8.18.:

h =  * е = 0, 096 * 40 = 3, 84

       Определяем максимальное усилие в пружине при ее дополнительном сжатии по формуле 2.8.17.:

Fмакс = Fгл + Z * h = 571, 9 + 92, 6 * 3, 84 = 927, 5 Н

 

       Определяем наибольшее напряжение в пружине по формуле 2.8.16:

 макс = (8 * D * Fмакс * К) / ( * dпр3)

 макс = (8 * 36 * 927, 5 * 1, 24) / (3, 14 * 63) = 380 МПа  [ ] = 400 МПа

       Определяем отход колодок от шкива по формуле 2.8.19.:

 = (а1 / (2 * а2)) * h = (190 / (2 * 430)) * 3, 84 = 0, 85 мм

       Отход колодок от тормоза регулируется в пределах от 0, 5 до 0, 8 мм.

 

Проверочный расчет электромагнита.

       Работа электромагнита Wэм тормоза должна быть больше работы растормаживания Wр.

       Определяем работу электромагнита тормоза по формуле 2.8.20.:

Wэм = Мэм *  = 40 * 0, 096 = 3, 84 Н*м

       Определяем работу растормаживания колодок по формуле 2.8.21:

Wр = (2 * N *  ) / (0, 9 *  )

Wр = (2 * 1000 * 0, 8) / (0, 9 * 0, 95 * 103) = 1, 9 Н*м

Wэм > Wр, следовательно электромагнит подходит.

 

 

⇐ Предыдущая123456Следующая ⇒

Поделиться: