Проектирование Крана полукозлового электрического

момент - 137Нм, маховый момент – 0,067 кг∙м2, диаметр вала 35мм, длина 110мм.Для выбора редуктора определяем передаточное числогде - частота вращения колеса, определяется по формуле:Определяем момент а выходном валу редуктора:По моменту и передаточному числу выбираем редуктор Ц2У-160Н.Момент на выходном валу =1кНм, передаточное число u = 12,5, ПВ=25%. Диаметр входного вала 25мм, длина выходного конца вала 60мм.Определяем фактическую частоту вращения барабана по формуле:Определяем фактическую скорость передвижения крана:Определяем отклонение 2.5Расчет тормозного момента и выбор тормозаОпределяем расчетный тормозной момент по формуле:где Кт – коэффициент запаса торможения, для режима 4М Кт =1,5 [1];Выбираем тормоз ТКТ100.Номинальный момент 100Нм, диаметр шкива 100мм. Минимальный тормозной момент:Регулируем тормоз на момент 2.6Выбор соединительной муфтыОпределяем расчетный момент муфты по формуле:где - момент на входном валу редуктора, определяем по формулек – коэффициент динамичности нагрузки, принимаем к = 1,1 [2].Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту с тормозными шкивами ( по ОСТ 24.848.03-79 и ОСТ 24.848.04-79). Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту с тормозными шкивами ( по ОСТ 24.848.03-79 и ОСТ 24.848.04-79). 2.7 Проверка двигателя по условию пуска и на нагревСреднее ускорение при пуске определится по формуле:где - время разгона двигателя до номинальной частоты вращения, определяем по формуле:где - пусковой момент двигателя, =1,5∙ ; ==58,3Нм.= 1,5∙58,3 =87,45Нм. - момент инерции ротора и муфты, определяем по формуле:Электродвигатель можно применить в проектируемом механизме.Проверяем электродвигатель на нагрев:где – коэффициент, принимаем – коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся масс, - статическая мощность, = 5,8кВт.Электродвигатель можно применить в проектируемом механизме.2.8 Проверка тормоза по времени торможенияОпределяем замедление механизма при включении тормоза где - время торможения механизма, определяем по формуле:где - статический момент, определяется по формуле:Тормоз выбран правильно.2.9Определение максимального допускаемого ускорения при торможении из условия отсутствия юза колесгде - число приводных колес, =2; – общее число колес, =4; - коэффициент сцепления колес с рельсом, =0,2 [2]; - коэффициент запаса сцепления колес с рельсами, =1,1 [2]; – ускорение свободного падения, =9,8м/с2.Время, необходимое на торможение определится:Выбранный электродвигатель можно использовать для привода проектируемого механизма.3 РАСЧЕТ ОСИ БАРАБАНАСоставляем расчетную схему (рисунок 4).Рисунок 4 – Расчетная схемаНагрузка на барабан приложена симметрично, т.е. реакции в опорах определяются из выражения:Максимальный изгибающий момент определится :Выбираем материал оси барабана Сталь 40ХН, термообработка – улучшение и закалка ТВЧ.Расчет оси барабана сводят к определению диаметра ступицы из условия работы оси на изгиб в симметричном цикле , (3.1)гдеМи – изгибающий момент в расчетном сечении, Нм;W – момент сопротивления расчетного сечения при изгибе, мм3;допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений, Н/мм2.Допускаемое напряжение при симметричном цикле, МПа (3.2)гдеk0 – коэффициент, учитывающий упрочнения деталей, для осей k0 = 2,0…2,8, принимаем k0 = 2,0;предел выносливости стали, для углеродистых сталей где предел прочности стали, = 1000 МПа;[n] – допускаемый коэффициент запаса прочности, для среднего режима [n] = 1,4[5].Момент сопротивления сечения оси под ступицей, мм3 (3.3)где d – диаметр оси под ступицей барабана.Диаметр оси под ступицей барабана, мм (3.4)Назначаем диаметр оси вала 85мм.4 РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ БАРАБАНАПодшипники выбирается в соответствии с диаметром проточки в зубчатом венце выходного вала редуктора, равной 110 мм. Учитывая это, по таблице [5] выбираем подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные с диаметром наружного кольца D = 110 мм ГОСТ 5720-75. Условное обозначение подшипника типа 1000 dDBCCeYМас-са, кгH1214701103057000320000,193,570,88Рисунок 5 – Основные размеры подшипника Таблица 1 – Основные параметры подшипникаДолговечность подшипника, млн. об, (4.1)где С – табличное значение динамической грузоподъемности, по таблице [3] C = 57000H;RЭ – эквивалентная нагрузка, Н (4.2)где Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1;Rr = R1 – радиальная нагрузка, равная опорной реакции, Н;V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V = 1;Kб – коэффициент безопасности, принимаем из условий работы механизма Кб = 1,5;Кт – температурный коэффициент, КТ = 1; показатель степени, для шариковых подшипников .Расчетная долговечность подшипника, час (4.3)где n – фактическая частота вращения барабана, мин-1.Для крановых механизмов считается приемлемой долговечность часов, поэтому подшипник удовлетворяет по долговечности. ЛИТЕРАТУРА1. Казак С.А. Курсовое проектирование грузоподъемных машин – М.: Высшая школа , 1989 г.2. Подъемно-транспортные машины. Атлас конструкций. Учебное пособие для ВУЗов. Под ред. М.П.Александрова, Д.Н.Решетова. 2-е изд., перераб. и дополн. М.: «Машиностроение». 1984г.3 Грузоподъемные краны промшленных предприятий: Справочник / Абрамович И.И. и др. –М.: Машиностроение, 1989. – 360 с.4 Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя: в 3 т. -8-е изд., переработанное и доп. – М.: машиностроение, 2001. – 920 с.