Разработка настенного поворотного крана — страница 6

  • Просмотров 3311
  • Скачиваний 244
  • Размер файла 68
    Кб

аω = 4950 (i + 1)[6;89] (2.37) Мкр – крутящий момент на валу колеса ψа – коэффициент ширины венца колеса = 0.23 кнв – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба = 1 аω = Принимаем одностандартное значение аω = 450 Н*м 2.2.1.4  Принимаем модуль зацепления м = 2Миз * Мм * 103/d2 * в2 * [τF] [6;89] (2.38) d2 – делительный диаметр колеса d2 = 2da * i/(i + 1) [6;90] (2.39) d2 = 2 * 450 6.3/(6.3 + 1) = 776 мм в2 – ширина венца колеса в2 = ψа * 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 iф = Z2/Z1 [6;96] (2.44) iф = 130/20 = 6.5 При этом iф не должно превышать 4% Δi = (iф – 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 2.3              

РАСЧЁТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ КРАНОВОЙ ТЕЛЕЖКИ Для передвижения крановой тележки выбираем схему передвижения с гибким стальным типовым канатом. 2.3.1         Определяем полное сопротивление перемещению W = Wтр + Wв + Wy [3;132] (2.51) где Wтр – сопротивление от трения ходовых колёс Wв – сопротивление от ветровой нагрузки Wy – сопротивление сил трения от уклона Wтр = Gгр + Gт/Dк * (2k – fd)kp [3;134] (2.52) где Gгр – вес грузоподъёмного

механизма с грузом. Исходя из того, что грузоподъёмный механизм расположен не на тележке, Gгр в будущем равно весу груза = 2500 кг. Gт – вес тележки, принимаемый конструктивно = 800 кг Dк – диаметр ходового колеса Принимаем максимально допустимый = 200 мм d – диаметр цапфы колеса Для колёс диаметром 200 мм, d = 60 мм к – коэффициент трения сечения f – коэффициент трения в цапфе колеса для подшипников качения f = (0.015÷0.02) Wтр = 2500 + 800/0.2(2 * 0.03 –

0.02 * 0.06) = 970 Wy = (Gгр + Gт) * α α – допустимый угол наклона подтележечных путей α = 0.02 Wy = (2500 + 800) * 0.002 = 6.6 Исходя из того, что кран работает в помещении, сопротивление от ветровой нагрузки можно не учитывать. W = 970 + 6.6 + 0 = 976.6 2.3.2 РАСЧЁТ И ВЫБОР КАНАТА 2.3.2.1 Определяем разрывное усилие по формуле (2.1) Sразр ≥ Smax * n Smax по формуле (2.2) Smax = 872* (1 – 0.97/(1 – 0.97) = 872 Н Sразр = 872 * 5 = 4360 Н Для механизма передвижения крановой тележки выбираем канат типа