Определяем статический крутящий момент на тормозном валу

2.1.1.10        Определяем статический крутящий момент на тормозном валу

 

М_с^т = Q * D_б * η_o/η * m * i_o [3;456] (2.28)

 

где Q – грузоподъёмность, кг

D_б – диаметр барабана,

η_о – КПД редуктора,

m – кратность полиспаста,

i_o – передаточное число редуктора.

М_с^т = 2500 * 0.186 * 0.92/n * η * 49 = 2.18 кг * м

 

2.1.1.11        Определяем тормозной момент

 

М_т = к * М_с^т [3;148] (2.29)

 

где к – коэффициент запаса торможения к = 1.75

М_т = 1.75 * 2.18 = 3.82 кг * м

Выбираем тормоз ТКТ с короткоходовыми электромагнитами ТКТ – 100 М_т = 40 Н*м

длина рычага = 100 мм,

длина колодки = 70 мм,

длина тормозного пути 100 мм

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 2.5 Тормоз колодочный

 

Таблица 2.5

Параметры тормоза колодочного

А	Е	F	H	K	M	N	O	R	S	T	δ	h	δ1	d	a	c
369	130	233	250	40	65	46	37	325	110	8x8	4	100	6	13	15	120

2.1.2     Расчёт траверсы крюковой подвески и выбор крюка

 

2.1.3.1 Выбираем крюк грузоподъёмностью 5 т.

Подходит для механизмов с машинным приводом, все краны с подвеской 72 м. (ГОСТ 6627 – 53)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 2.6 Крюк.

 

Таблица 2.6

Размеры крюка, мм

а	о	d	d1	do	l	l1	l2	M	R3	R3	R5	R6	R7	R8
85	65	55	50	48	120	50	70	42	110	28	85	95	12	2

2.1.3.2 Производим проверку траверсы на прочность

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис 2.7 а) траверса, б) серьга.

 

Проверяем прочность траверсы по максимальным напряжениям изгиба в сечении А – А

 

σ_и = G_гр * l * в/4(В – d₂) * h² ≤ [σ_и] [4;243] (2.30)

 

где G_гр – грузоподъёмность вместе с весом крюка, т

 

G_гр = С_т + g_к [4;244] (2.31)

 

g_к – вес крана с подвеской

G_гр = 2.5 * 0.072 = 2.572 т

l – расстояние между центрами щёчек, м

в – ширина щёчки, м

В – ширина траверсы, м

h – высота траверсы, м

d₂ – диаметр оси цапфы, м

[σ_и] – допускаемое напряжение изгиба [σ_и] = 80 МПа

σ_и = 2.572 * 0.09 * 0.046/4(0.08 – 0.05) * 0.05² = 13.55 МПа < 80 МПа

 

Проверяем цапфы на изгиб

 

σ_и = G_гр * δ * 2 + δ₁/η * 0.1 * d_y³ ≤ [σ_и] [4;245] (2.32)

 

δ – толщина щёчки, м

d_y – диаметр цапфы, м

[σ_и] = 70 МПа

σ_и = 2.572 * 0.008 * 2 + 0.003/2 * 0.1 * 0.03³ = 48 МПа ≤ 70 МПа

 

Поверхность соприкосновения цапфы и нижней щёчки проверяют по допускаемому давлению.

g = G_гр/d_y * δ * η ≤ [g]

g – удельное давление,

[g] – допускаемое удельное давление [g] = 30 МПа

g = 9.572/η * 0.03 * 0.08 = 25.4 МПа < 30 МПа

 

Проверяется на растяжение в вертикальном и горизонтальном сечениях, которые ослаблены отверстиями для цапфы.

 

В горизонтальной плоскости.

 

σ_р = σ_гр/2(в - d_y)δ ≤ [σ_р] [4;250] (2.34)

 

[σ_р] - допускаемое напряжение на растяжение [σ_р] =70 МПа

σ_р = 2.572/2 * (0.046 – 0.03 0 * 0.008 = 14.5 МПа ≤ 70МПа

В вертикальной плоскости.

 

σ’ = g * 2R²/R² – (d_y/2)² ≤ [σ’] [4;268] (2.35)

 

где R – радиус, м

[σ’] – допускаемое напряжение на растяжение

σ’ = 25.4 * 2 * 0.025²/0.025² – (0.03/2)² = 18.5 МПа ≤ 70МПа

 

Крюковая подвеска выдержит все нагрузки на неё.

 

 

2.2        РАСЧЁТ МЕХАНИЗМА КРАНА

 

Механизм поворота крана состоит из открытой цилиндрической зубчатой передачи, колесо закреплено на колонне крана, которая получает вращение через коническую передачу. Вращение осуществляется вручную при помощи рукоятки.

Выбираем рукоятку с плечом 0.4 кг и длинной ручкой 0.3 м. Суммарное усилие рабочего, применяемое к рукоятке

 

Р = р * z * φ [4;143] (2.36)

 

Р – усилие, развиваемое рабочим = 200 Н

z – число рабочих = 2

φ – коэффициент, учитывающий неодновременность приложений усилий рабочим = 0.08

Р = 0.8 * 2 * 200 = 320 Н

Средняя скорость движения при ручном приводе для рукояток = 0.6 м/сек

 

2.2.1     Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи

 

2.2.1.1 В качестве материала шестерни применяем сталь 45, улучшенную, с пределом прочности σ_в = 800 МПа.

 

2.2.1.2 Принимаем допускаемые напряжения

Касательное допускаемое напряжение [σ_и] = 418 МПа

Изгибное допускаемое напряжение [σ_f] = 198.8 МПа

 

2.2.1.3 Определяем межосевое расстояние

 

аω = 4950 (i + 1) [6;89] (2.37)

 

М_кр – крутящий момент на валу колеса

ψ_а – коэффициент ширины венца колеса = 0.23

к_нв – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба = 1

аω =

 

Принимаем одностандартное значение аω = 450 Н*м

 

2.2.1.4  Принимаем модуль зацепления

 

м = 2М_из * М_м * 10³/d² * в₂ * [τ_F] [6;89] (2.38)

 

d₂ – делительный диаметр колеса

 

d₂ = 2d_a * i/(i + 1) [6;90] (2.39)

 

 d₂ = 2 * 450 6.3/(6.3 + 1) = 776 мм

 в₂ – ширина венца колеса

 

в₂ = ψ_а * аω [6;91] (2.40)

 

в₂ = 0.23 * 450 = 104 мм

м = 2 * 3048 * 10³ * 6.8/776 * 104 * 198.8 = 5.5 мм

Принимаем м = 6мм

 

2.2.1.5  Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

 

ZΣ = 2аω/М [6;93] (2.41)

 

ZΣ = 2 * 450/6 = 150

 

2.2.1.6  Определяем число зубьев шестерни

 

Z₁ = ZΣ/(i + 1) [6;94] (2.42)

 

Z₁ = 150/6.3 + 1 = 20

 

2.2.1.7  Определяем число зубьев колеса

 

Z₂ = ZΣ – Z₁ [6;94] (2.43)

 

Z₂ = 150 – 20 = 130

 

2.2.1.8  Определяем фактическое передаточное отношение

 

i_ф = Z₂/Z₁ [6;96] (2.44)

 

i_ф = 130/20 = 6.5

При этом i_ф не должно превышать 4%

Δi = (i_ф – i)/i * 100% [6;96] (2.45)

Δi = (6.5 – 6.3)/6.3 * 100% = 3.2%

Норма выполняется

 

2.2.2     Определить основные размеры передачи

 

2.2.2.1 Делительные диаметры

d₁ = m * z₁

 

d₂ = m * z₂ [6;98] (2.46)

 

d₁ = 6 * 20 = 120 мм

d₂ = 6 * 130 = 780 мм

 

2.2.2.2 Определяем диаметр вершин зубьев

 

da₁ = d₁ + 2m [6;99] (2.47)

 

da₂ = d₂ + 2m [6;100] (2.48)

 

da₁ = 120 + 2 * 6 = 132 мм

da₂ = 780 + 2 * 6 = 792 мм

 

2.2.2.3 Определяем ширину венца

 

в₂ = ψа * аω [6;102] (2.49)

 

в₁ = в₂ + (2÷4) [6;103] (2.50)

 

в₂ = 0.23 * 450 = 104 мм

Принимаем 80 мм

в₁ = 80 + 4 = 84 мм