Подъемно-транспортные машины являются важнейшим оборудованием для механизации работ во всех отраслях народного хозяйства – в промышленности, строительстве, на транспорте, в сельскохозяйственном 2 страница

.

Предел текучести для стали 35Л ГОСТ 977-65 _т=280 МПа. Из этого следует, что допустимое напряжение сжатия =140 МПа.

15МПа < 140МПа.

Условие прочности выполняется.

Напряжение от изгиба и кручения в стенке барабана незначительны. При длине нарезанной части барабана менее трех диаметров они обычно не превышают 15 ⁰/₀ от напряжения сжатия и в связи с малостью их расчет не производится.

Расчет оси барабана ведется по рекомендациям [4] назначается материал барабана. На рисунке 5 изображена расчетная схема оси барабана.

Рисунок 5 – Расчетная схема оси барабана

Расчет оси на прочность ведется по максимальному значению изгибающих ось моментов М_А и М_Б, причем М_А=L_A·R_A, М_B=L_B·R_B, Нм. Диаметр оси в опасном сечении рассчитывается по формуле:

, (19)

где [σ] – допускаемое напряжение при изгибе с учетом концентрации, определяется по формуле:

, (20)

где R_Э=2 – эффективный коэффициент концентраций напряжений при изгибе;

n=1,6 – коэффициент запаса прочности;

[σ_В]=580МПа – предел прочности материала, для Стали 40.

МПа.

М_А=0,057·6,18·10³=350 Нм

М_B=0,142·3,816·10³=540 Нм

мм.

Принимаем ось d=40 мм.

Ось барабана устанавливается на радиальные сферические двухрядные подшипники 1207 ГОСТ 5720-75 d=40мм, D=80мм, B=18мм, С₀=8,8кН.

1.8 Выбор двигателя редуктора и тормоза механизма подъема груза

Так как у проектируемого крана-манипулятора гидравлический привод, то и расчет производится для выбора гидромашины, как для гидропривода вращательного действия. Для этого необходимо определить крутящий момент, который должен развивать выходной вал гидромотора, связанный с валом рабочего органа, для преодоления внешней нагрузки на нем.

Для расчета и выбора двигателя, необходимо знать кинематическую схему механизма подъема груза, показанную на рисунке 6.

Рисунок 6 - Кинематическая схема механизма подъема груза (предварительная)

Мощность, которая должна развиваться механизмом подъема груза N, Вт, для того, чтобы груз поднимался с заданной скоростью, определяется по формуле

, (21)

где W – сила сопротивления, возникающая при подъеме груза, Н;

- скорость подъема, м/с.

Вт.

Крутящий момент который должен развиваться на рабочем органе, определяется по формуле

, (22)

где - угловая скорость грузового барабана, 1/с;

(23)

где R – радиус грузового барабана, м;

1/с.

Тогда

Нм.

Крутящий момент на валу гидромотора

отсюда

, (24)

где ip – передаточное число редуктора, ip = 21,12 (по прототипу).

Нм.

По полученному значению крутящего момента выбираем аксиально-плунжерный нерегулируемый гидромотор серии 210.12.

Полезная мощность на валу гидромотора , Вт определяется по формуле

, (25)

где - угловая скорость вала гидромотора, 1/с;

, (26)

1/с;

- механический КПД гидромотора

Вт.

1.9 Расчет и подбор сечения стрелы

Стрела выполняется в виде коробчатого сечения из Стали Ст5 [σ_ИЗГ]=140МПа.

На рисунке 7 изображена расчетная схема стрелы.

Рисунок 7 – Расчетная схема стрелы

G_ГР – номинальный вес груза, кН; G_секции – вес І, ІІ, ІІІ секции стрелы 0,5 кН, 1кН, 1,5 кН соответственно; Р – сила от действия гидроцилиндра удерживающая стрелу, кН.

Определим изгибающие моменты относительно каждой секции

; (27)

; (28)

; (29)

кН·м;

кН·м;

кН·м.

Расчет коробчатого сечения ведется по максимальному изгибающему моменту, для определения толщины стенок отдельно взятой секции. Расчетная схема сечения изображена на рисунке 8.

Рисунок 8 – Расчетная схема коробчатого сечения

, (30)

, (31)

где S – толщина стенки, мм;

H – высота, мм;

B – ширина, мм.

Для секции І: S=5мм, H=50мм, B=40мм, следовательно W=14166 мм³

МПа.

Для секции ІІ: S=5мм, H=74мм, B=66мм, следовательно W=33546 мм³

МПа.

Для секции ІІІ; S=6мм, H=105мм, B=90мм, следовательно, W=78750 мм³

МПа.

1.10 Расчет механизма подъема стрелы

Для расчета принимается наиболее неблагоприятный случай – максимально выдвинутая по горизонтали стрела с грузом на крюке соответствующим для данного вылета (принимаем по прототипу). При высоте подъема Н=5 м – длина стрелы принимается L₁=3,8 м. При данной длине стрелы при вылете L=3,6 м грузоподъемность составляет Q=0,5 т. Составим схему для определения усилия на выходном звене гидропривода.

Рисунок 9 – Схема для определения внешней нагрузки на выходном звене.

Составим уравнение моментов относительно т. 0

∑М₀=0 G_стр∙ l _стр+G_кр+гр∙ l _гр-Т∙ l _т=0, (32)

где G_стр – вес стрелы, Н;

G_кр+гр – вес крюковой подвески и груза, Н;

Т – усилие гидроцилиндра, Н;

l _стр – плечо до центра тяжести стрелы, м;

l _гр – плечо до центра тяжести груза, м;

l _т – плечо до оси движения гидроцилиндра, м.

Выразим из этого уравнения искомое усилие Т, кН

Т= ; (33)

Т= =67097 Н;

Т=67,1 кН.

Определим внутренний диаметр гидроцилиндра D, м, по формуле

D = , (34)

где Р_ном=16,0 МПа – давление жидкости в напорной магистрали;

Р_сл=0,3 МПа – давление жидкости в сливной магистрали;

η_мех=0,85÷0,95 – механический КПД гидроцилиндра.

D= =0,078 м.

Диаметр штока гидроцилиндра d, м определяется из соотношения

=0,3÷0,7, (35)

откуда

d=(0,3÷0,7)∙D, (36)

d=(0,3÷0,7)∙0,078,

d=0,023÷0,055 м.

Принимаем гидроцилиндр Ц80.250.160.001-II.

D=80 мм, d=40 мм, ход поршня l =200…800 мм.

После расчета гидроцилиндра, пересчитаем усилие, развиваемое на штоке гидроцилиндра при подаче жидкости в поршневую полость по формуле

Т= ∙ , (37)

Т= ∙(16,0∙10³-0,2∙10³)∙0,9=70,345 кН.

Полезная мощность на штоке силового гидроцилиндра , Вт определяется по формуле

= , (38)

где – скорость перемещения штока, м/с;

η_ц=0,95÷0,98 – общий КПД гидроцилиндра.

= =3795,39 Вт.

При расчете мощности насоса, приводящего в действие гидродвигатели, учитываются возможные потери давления и подачи в гидросистеме коэффициентами запаса по усилию и скорости , Вт и определяется по формуле

=К_у∙К_с∙ , (39)

где К_у=1,1÷1,2 – коэффициент запаса по усилию;

К_с=1,1÷1,3 – коэффициент запаса по скорости;

– полезная мощность гидропривода, Вт.

=1,15∙1,15∙3795,39=5019,4 Вт.

Требуемая подача насоса в гидросистему , м³/с определяется по формуле

= , (40)

= =2,99∙10^-4 м³/с.

Действительное значение скорости поршня гидроцилиндра при выталкивании υ₁, м/с определяется по формуле

υ₁= , (41)

где η_оц=0,98÷0,99 – объемный КПД гидроцилиндра;

υ₁= =0,045 м/с.

Выбор конкретной марки насоса производится по рабочему объему , м³/об, расчетное значение которого вычисляется по формуле

= , (42)

где – угловая скорость вала насоса, об/с;

η_он – объемный КПД насоса.

= =9,44∙10^-6 м³/об.

По полученному значению рабочего объема предварительно выбираем в качестве основного гидронасоса системы – насос шестеренного типа НШ-10 техническая характеристика которого, приведена в таблице 1.

Таблица 1 - Техническая характеристика шестеренного насоса НШ-10.

Показатели	Марка насоса
НШ-10
Рабочий объем,
Давление на выходе, МПа:
номинальное
максимальное
Давление на входе, МПа:
минимальное	0,08
максимальное	0,15
Частота вращения, об/мин
номинальная
минимальная
максимальная
Номинальная мощность, кВт	7,5
КПД: объемный	0,92
механический	0,9
общий	0,82
Масса, кг	2,48

Действительная подача насосной установки Q_н, м³/с определяется по формуле

Q_н=z₁∙q_н∙ω_н∙η_он, (43)

где z₁ – число насосов;

q_н – значение рабочего объема выбранного насоса, м³/об;

ω_н – номинальная частота вращения выбранного насоса, принимается равной частоте вращения приводного вала, об/с;

η_он – объемный КПД выбранного насоса.

Q_н=1∙10∙10^-6∙25∙0,92=2,3∙10^-4 м³/с.

При одновременной работе гидромотора механизма подъема груза и механизма подъема стрелы подача уменьшается вдвое, поэтому частота вращения гидромотора определяется по формуле

ω_м= ; (44)

ω_м= =78,5 1/с.

Скорость выдвижения штока гидроцилиндра подъема стрелы будет составлять

υ^`= =0,02 м/с.

Полезная мощность гидропривода при одновременной работе гидромотора подъема груза и гидроцилиндра подъема стрелы , Вт определяется по формуле

= + , (45)

= + =8744,1 Вт.

Вывод: для обеспечения режима одновременной работы механизмов подъема груза и подъема стрелы, как самый максимально нагруженный, выбранный гидронасос НШ-32У.

Таблица 2 – Техническая характеристика шестеренного насоса НШ-32У.

Показатели	Марка насоса
НШ-32
Рабочий объем,	31,5
Давление на выходе, МПа:
номинальное
максимальное
Давление на входе, МПа:
минимальное	0,08
максимальное	0,15
Частота вращения, об/мин
номинальная
минимальная
максимальная
Номинальная мощность, кВт	17,6
КПД: объемный	0,94
механический	0,91
общий	0,83
Масса, кг	6,4

1.11 Расчет механизма телескопирования секций стрелы

Для расчета принимается наиболее неблагоприятный случай нагружения стрелы – максимально выдвинутая по горизонтали стрела с грузом на крюке. Вес груза соответствует данному вылету.

Длина стрелы L_стр=3,8 м, вылет L=3,5 м, вес груза Q=0,5 т. Схема для определения усилий действующих на секции стрелы приведена на рисунке 10.

а)

б)

Рисунок 10 – Схема для определения усилий в опорах секций стрелы:

а) в опорах 3-ей секции;

б) в опорах 2-ой секции.

Составим систему уравнений для определения усилий для 3-ей секции

∑М_с=0 R_D∙ l ₁-G_c3∙ l ₂- G_гр∙ l ₃=0, (46)

Отсюда выразим реакцию R_D,

R_D= , (47)

где G_c3 – вес третьей секции, кН;

G_гр – вес груза и крюковой подвески, кН.

R_D= =50,175 кН.

∑М_D=0 -R_С∙ l ₁-G_c3∙ l ₄- G_гр∙ l ₅=0, (48)

R_С=- , (49)

R_С=- =-42,765 кН.

Составим систему уравнений для определения реакций в опорах 2-ой секции

∑М_А=0 R_D∙ l` <sub>1</sub> + R<sub>В</sub>∙ l` ₂ - R_С∙ l` <sub>3</sub> - G<sub>гр</sub>∙ l` ₄-G_c3∙ l` <sub>5</sub>-G<sub>c2</sub>∙ l` ₆=0, (50)

Отсюда

R_В= , (51)

R_В= =14,87 кН.

∑М_В=0 -R_А∙ l` <sub>2</sub> + G<sub>c2</sub>∙ l` ₇+ G_c3∙ l` <sub>8</sub>+ G<sub>гр</sub>∙ l` ₉+R_С∙ l` <sub>10</sub>- R<sub>D</sub>∙ l` ₁₁=0, (52)

R_A= , (53)

R_A= =412,25 кН.

Далее определяется необходимое усилие на выходном звене – штоке гидроцилиндра для обеспечения телескопирования стрелы. Схема для определения усилий приведена на рисунке 11.

Рисунок 11 – Схема для определения усилий на штоке гидроцилиндра

Усилие, развиваемое гидроцилиндром для выдвижения второй секции Т₂, кН.

T₂=S_мах+F_rВ+ F_rА; (54)

где S_мах – максимальное натяжение каната, кН;

F_rВ, F_rА – силы трения возникающие в опорах при выдвижении секции, кН.

F_rC=R_C∙f, (55)

где f – коэффициент трения качения для пары бронза – сталь f=0,16.

F_rВ=1,87∙0,16=2,34 кН;

F_rА=412,25∙0,16=65,96 кН;

T₂=8,369+2,34+65,96=76,7 кН.

Диаметр гидроцилиндра D₂, м определяется по формуле (34)

D₂= =0,07 м;

диаметр штока

d₂=0,07∙(0,3÷0,7),

d₂=0,021÷0,049 м.

Из конструктивных соображений принимаем за основной гидроцилиндр выдвижения второй секции. Для телескопирования третьей секции принимаем аналогичный гидроцилиндр.

Параметры гидроцилиндра принимаем по прототипу:

D_ц=0,07 м, d=0,05 м, L=2,6 м.

Усилие, развиваемое на штоке гидроцилиндра Т, кН определяется по формулам:

а) при подаче жидкости в поршневую полость

Т= ∙ ; (56)

Т= ∙(17,5∙10³-0,5∙10³)∙0,9=58,85 кН;

б) при подаче жидкости в штоковую полость

Т= ∙ ; (57)

Т= ∙(17,5∙10³-0,5∙10³)∙0,9=28,8 кН.

Действительные значения скоростей поршня υ, м/с определяется по формуле:

а) при выталкивании

υ₁= , (58)

υ₁= =0,18 м/с;

б) при втягивании

υ₂= , (59)

υ₁= =0,38 м/с.

Необходимый расход жидкости для обеспечения заданной скорости поршня Q_н, м³/с:

а) при подаче жидкости в поршневую полость

Q_н= , (60)

Q_н= =7,06∙10^-4 м³/с;

б) при подаче жидкости в штоковую полость

Q_н= , (61)

Q_н= =7,3∙10^-4 м³/с.

Вывод: гидронасос системы обеспечивает режимы работы гидроцилиндра телескопирования стрелы.

1.12 Расчет и подбор сечения рамы для основания

Для установки манипулятора потребуется основание которое состоит из двух продольных балок коробчатого сечения. На рисунке 12 изображена расчетная схема.

Рисунок 12 – Расчетная схема рамы основания

На рисунке 12 изображена расчетная схема для определения усилий возникающих в опорах при работе крана: R_A и R_B реакции возникающие в опорах А и В соответственно. G_К+G_ГР – сила действующая от веса крановой установки и максимального веса груза на максимальной высоте подъема. Условно принимаем, что груз находится над крановой установкой, G_К+G_ГР=20 кН. G_м – сила создаваемая от веса базового автомобиля.

Составляя уравнения моментов относительно точек А и В найдем усилия в опорах

, (62)

, (63)

Подставляя значения получим:

кН

кН

По полученным значениям на рисунке 13 изображена эпюра изгибающих моментов. На эпюре видно, что максимальный изгибающий момент возникает в месте приложения силы G_м. Исходя из этого, определим сечение рамы. Расчет ведется аналогично пункту (1,3). Исходя из этого принимаем Сталь Ст 5 [σ_ИЗГ]=140Мпа, S=6мм, H=140мм, B=100мм.

Рисунок 13 – Эпюра изгибающих моментов

мм³.

[σ]=131 МПа.

Из рассчитанных нагрузок в опорах выбираем гидроцилиндр 90×320 МН 2255-61.

1.12 Тяговый расчет

Мощность двигателя должна быть достаточной для обеспечения движения с заданной максимальной скоростью при полном использовании грузоподъемности автомобиля с прицепом. Прицеп используется для перевозки полезного груза. Согласно ГОСТ 21398-76 такая скорость достигается на горизонтальном участке с сухим ровным покрытием и должна быть не менее: для одиночных автомобилей и автопоездов более 3,5 т – 80 км/ч.

Дата добавления: 2015-08-28