Упорный подшипник, передающий грузовую нагрузку от крюка на траверсу, выбирается по статической грузоподъемности. Причем диаметр внутреннего отверстия подшипника должен быть больше диаметра гладкой части хвостовика крюка на 1- 2 мм.
После выбора подшипника указывают его обозначение по ГОСТ и основные размеры. Подшипник средней серии 8314 d=70 D=125 H=40 Q=30т.
Траверсы крюковых подвесок изготовляются в основном ковкой или штамповкой из Ст 5, типовой конструкции. Предварительные размеры траверсы определяются в зависимости от размеров упорного подшипника и хвостовика крюка с последующим уточнением при проверочном расчете на прочность. Так, можно принять высоту сечения
h т = l - h,
где l – длина гладкой части хвостовика крюка;
h п – высота упорного подшипника.
h т = 95 – 40=55мм
4.4. Определение основных размеров барабана
В грузоподъемных механизмах самоходных кранов применяются барабаны с одно- или многослойной навивкой (2…6 слоев). Первые имеют винтовые канавки глубиной (0,25 – 0,4) d k. Барабаны изготовляются отливкой из стали, серого чугуна, а иногда выполняют сварными. Многослойная навивка, сокращая габаритные размеры барабана, вызывает повышенный износ каната. Наиболее широкое распространение получили установки барабанов, где крутящий момент передается от выходного вала редуктора через зубчатую муфту, ведомая полумуфта которой изготавливается в виде ступицы барабана, а ведущая – заодно с тихоходным валом редуктора. С целью сокращения длины, внутренняя опора вращающейся оси барабана устанавливается в выточке вала редуктора 
. Для обеспечения компенсации погрешностей установки барабана рекомендуется применять в опорах барабана сферические подшипники. Комплект барабан – редуктор в этом случае имеет трехточечное опирание на раму, что снижает требования к точности установки.
|
|
Расчетный диаметр барабана определяют по той же методике, что и блоков подвески, т. е.:
Д бр = 
d k. (40)
Дбр = 30* 19,5=585мм
Однако с целью повышения долговечности канатов из-за более напряженной работы грузоподъемного механизма рекомендуется принимать коэффициент
е = 25…30.
Диаметр барабана по обечайке:
Д б = Д бр – d k. (41)
Дб = 585 – 19,5=565,5мм
Окончательно Д б следует принимать из ряда, приведенного для блоков.
Дб =0,610м
Максимальная высота подъема крюка относительно уровня стоянки крана, Н, м:
Н = H cmax + а + Н опу + Н пов.пл .+ Н шасси, (42)
где H cmax = L cmax cos 
=19,08*cos13,5=18,55м;
H опу =0,15м - высота ОПУ (по ГОСТу);
H пов.пл. =0,3м - высота поворотной платформы (принимаем 0,25 
0,35) м;
H шасси =1,025м - высота шасси находится по схеме автомобиля.
Н=18,55+1+0,15+0,3+1,025=21,02м.
Рабочая длина барабана:
l б = 
; (43)
где L– длина каната, навиваемого на барабан (м);
L = (Н + Т 
i п =( 21,02+6,3)4=109,28м,(44)
Т – глубина опускания грузозахвата ниже уровня стоянки крана
(принимается 30% от Н);
k– число ветвей каната, навиваемых на барабан;
m – число слоев навивки каната на барабан; m = (1…6) в зависимости от длины каната L (определяется методом подбора).
Фактическая рабочая длина барабана должна быть несколько больше, так как на барабане всегда должно оставаться 1,5 – 2 витка, необходимых для разгрузки крепления каната. Канат прижимают к барабану при помощи фасонной накладки винтом или крепят посредством клина, закладываемого в канал в теле барабана.
|
|
Фактическая рабочая длина барабана;
l бф = l б + (Z в.т 
)+(Z кр )=0,522+4*0,0195=0,0600; (45)
где Z в.т = 2.0 
3,0 – число запасных витков (витков трения),
Z кр = 1,0 1,5 – число витков для крепления каната накладками.
При клиновом креплении каната Z кр = 0.
С целью недопущения значительных изгибных напряжений и отклонений каната от нормали к барабану проверяется отношение длины к диаметру барабана.
= 0,5…3,0, но лучше = 1,0…2,0. В нашем случае =0,87
Барабан чертить по листу 19 [1], таблица размеров - лист 18.
Подвижные блоки крюковых подвесок изготовляются, в основном, отливкой из стали или чугуна и устанавливаются на подшипниках качения. Основные размеры профилей ручья обода регламентированы основным стандартом ОСТ 24.191.05-82.
Расчетный диаметр блоков из условия обеспечения нормативной долговечности каната определяется из отношения:
е, (46)
где Д бл – расчетный диаметр блока, измеряемый по средней линии каната;
d к - диаметр каната;
е – коэффициент пропорциональности, численные значения которого
регламентированы нормами Ростехнадзора в зависимости от группы
режима работы механизма.
Минимальные значения коэффициента е приведены в таблице 4.3
Таблица 4.3 Значение коэффициента пропорциональности е
| Группа режима механизма по ГОСТ 25835 | Коэффициент евыбора диаметров | ||
| Барабана | Блоки | Уравнительные блоки | |
| 1 М 2 М 3 М 4 М 5 М 6 М | 11.2 12.5 14.0 16.0 18.0 20.0 | 12.5 14.0 16.0 18.0 20.0 22.4 | 11,2 12.5 12.5 14.0 14.0 16.0 |
Диаметры блока по дну канавок и максимальный можно определить как:
Д бл* = Д бл – d к; Д блmax* = Д бл * + 2h;
где h = (1,5…2,0)d к – глубина ручья.
|
|
Угол ручья принимается до 600, что допускает угловое отклонение каната до 60, что следует учитывать при установки барабана в процессе проектирования.
Диаметры направляющих блоков можно принимать как Д н = 0,8 Д бл.
Отраслевым стандартом установлен номинальный ряд значений диаметров блоков Д бл: 200; 250; 320; 400; 500; 560; 630; 710 и 800 мм.
Д бл=320мм
Д блmax* = 320 + 2*(2*19,5)=398мм
4.5. Выбор давления в гидросистеме самоходного автомобильного крана
Номинальное давление для гидросистемы автомобильного самоходного крана Р ном выбирается исходя из номенклатуры и механических характеристик гидрообо-рудования.
Для строительных кранов рекомендуется выбирать давление в пределах 16, 25, 32 МПа. При выборе рабочего давления следует иметь ввиду, что при высоком давлении уменьшается масса и стоимость гидролиний, насосов, гидромоторов и гидроаппаратов. Однако увеличение давления ведет к более значительному проявлению сжимаемости рабочей жидкости и необходимости увеличения прочности гидроагрегатов и гидролиний.
Р=16МПа
4.6. Выбор гидромотора
При отсутствии данных по передаточным числам между барабаном и гидромотором определение требуемого рабочего объема гидромотора производим по сравнению требуемой установочной мощности на рабочем органе (барабана) и установочной мощности гидромотора.
N тр 
N уст, (47)
где N тр – требуемая мощность на рабочем органе;
N тр = Мб 
, кВт, (48)
где М б – вращающий момент на валу барабана, кНм;
М б = 
, кНм, (49)
где Д б = 610мм и d к =19,5мм – соответственно диаметры барабана и каната в мм;
m =2 – число слоев навивки каната на барабан;
S 
= 
–расчетное усилие в канате навиваемом на барабан в кН;
- КПД барабана; принимаем = 0,98
=2,39рад/с - частота вращения барабана. = 
; где n б – частота вращения барабана, об/ мин;
n б = 
, 
об/мин; (50)
где 
=0,2м/с– скорость подъема груза;
i n =4 – кратность грузоподъемного полиспаста.
N уст – установочная мощность гидромотора:
N уст = 
, кВт; (51)
где V 02 – рабочий объем гидромотора, см3;
р гм – перепад давления в гидромоторе,
принимаем р гм = (0,8…0,9)Р ном, кПа;
- частота вращения гидромотора, рад / с;
- КПД гидромотора, принимаем = 0,94.
= 
,
где n гм – частота вращения гидромотора по каталогу, об / мин.
По Приложению III по табличным значениям рабочего объема V 02 и номинальному значению n гм выбираем тип гидромотора и затем определяем Nуст.
Если N уст N тр, то выбираем следующий типоразмер гидромотора.
Если N уст >> N тр, то выбираем гидромотор с меньшим рабочим объемом и снова производим проверку.
Из того же Приложения выписываем тип выбранного гидромотора, его рабочий объем V 02, номинальную частоту вращения n гм, диаметр выходного вала d гу, габаритные и присоединительные размеры.
4.7. Выбор редуктора
Приняв общий КПД редуктора 
= 0,94, определим его передаточное отношение:
i р = 
, (52)
где М гм - номинальный момент гидромотора Нм;
М гм =N уст / . (53)
В крановых механизмах преимущественно применяют цилиндрические зубчатые редукторы типа Ц2, Ц2У, 1Ц3У. Эти редукторы имеют тихоходный вал в виде зубчатой полумуфты, обеспечивающей одноопорную установку барабана, (лист 31-32, [1]). Редуктор выбирается по каталогу (лист 31 – 32,[1]) с учетом соблюдения следующих соотношений:
N р ≥ N уст, n р ≥ n гм, i ртабл ≥ i р;
где N р - номинальная мощность, подводимая к редуктору, кВт;
n р - максимальная частота вращения быстроходного вала, об/мин;
n гм - максимальная частота вращения вала гидромотора, об/мин;
i ртабл - передаточное число редуктора по каталогу.
Если предполагается расположить гидромотор и барабан с одной стороны редуктора, следует проверить возможность такого расположения. Межцентровое расстояние выбранного редуктора должно отвечать условию:
А ≥ [Н гм + Д б + 2d к (m + 2)] / 2 + 50, мм, (54)
где Н гм - габаритная ширина гидромотора.
Для принятого редуктора необходимо указать его марку, значения межосевого расстояния А, форму концов быстроходного и тихоходного валов, размеры их диаметров d б, d m и установочные и габаритные размеры.
4.8 Определение фактических параметров гидромотора:
- давление при котором работает гидромотор;
р рф = (2. p. М б) / (V 02. i ртаб л. h гм. h р), (55)
- частоту вращения вала гидромотора;
n гмф = n б . i ртаб л, (56)
- расход масла при работе гидромотора;
Q гм = V 02. n гмф / h об, (57)
где h об - объемный КПД гидромотора. Принимаем 
= 0,96.
Откуда потребная мощность насоса равна:
N н = ΔР н · Q гм / h н, (58)
где ΔР н – перепад давления на насосе, принимаем ΔР н = (0,8 – 0,9)Рном; h н = 0,9 –общий КПД насоса.
4.9. Выбор соединительных муфт
Для соединения вала гидромотора с быстроходным валом редуктора используется упругие втулочно-пальцевые муфты типа МУВП или зубчатые типа М3,одна из полумуфт которых может быть выполнена в виде тормозного шкива. Выбор типоразмера муфты производится по диаметрам соединяемых валов и передаваемом крутящему моменту Мкр (лист 40 [1]).
Максимальный крутящий момент, по которому производится проверка: М maxрас = 
М ст; (59)
где Мст = N уст /ωгм
Технические данные муфт приведены в (лист 39,40 [1]. По каталогу определяются параметры муфты: марка, расчетный момент, диапазон расточек под соединяемые валы, ширина обода и диаметр тормозного шкива, момент инерции муфты с тормозным шкивом и ее масса.
Тихоходная муфта определяется параметрами формы выходной части тихоходного вала редуктора (обычно он имеет вид зубчатой полумуфты).
4.10. Выбор тормоза
В грузоподъемных механизмах кранов применяются колодочные тормоза нормально-замкнутого типа с приводом от электромагнита типа ТКТ или от гидротолкателя типа ТКГ. Тормоза типа ТКТ как более динамичные применяются в тормозных моментах М т 500 Нм. Предпочтительнее использовать ТКГ, срабатывающие более плавно.
Выбор типоразмера тормоза производиться по расчетному тормозному моменту М т из условия:
М ттабл ≥ М т ,
М т = М ст. Кт . h гм2. h р2. h бар2. h бZ. h п2, (60)
где К т – коэффициент запаса торможения, принимаемый в зависимости от
группы режима работы:
Таблица 5. Значения коэффициента запаса торможения.
| Группа режима работы | 1М; 2М; 3М; | 4 М | 5М; 6М; |
| Кт | 1,5 | 1,75 | 2,0 |
Значения КПД были приведены в подразделах 4.2, 4.5 (лист 43 [1]).
Для принятого тормоза составляется его схема, указывается тип, тормозной момент М ттабл ., диаметр тормозного шкива Д т, ширина колодок В т , угол контакта колодок со шкивом β т, высота центра вала h т, ход и усилие на штоке гидротол-кателя.
Проверить соответствие диаметров тормозного шкива принятой муфты и тормоза. В случае, если значения диаметров различны, следует принять муфту без тормозного шкива, а тормозное устройство установить на втором конце быстроходного вала редуктора.
4.11. Проверка работоспособности тормоза
После выбора основных агрегатов механизма производятся проверочные расчеты работоспособности тормоза.
Расчеты выполняются по условиям мощности трения и износа колодок (по удельному давлению). Тормоз при эксплуатации регулируется на расчетный тормозной момент М трас, по которому и выполняется проверка.
Расчетная мощность трения:
N тр = (p. М трас. n гм. t т) / 60t ц £ [N тр ], кВт; (61)
где t т – время торможения, с;
t т = 
, с; (62)
где η гм – КПД гидромотора,
гр – скорость подъема груза, м/с,
[а] = 0,2 м/с2 – допустимое ускорение подъема-спуска груза;
t ц – продолжительность рабочего цикла механизма подъема, с;
t ц = 3600/ n ц,
где n ц – число циклов в час; среднестатическое значения n ц с учетом
группы режима работы можно принять по табл.6.
Таблица 6.
| Группа | 1М; 2М; 3М; | 4М | 5М, 6M |
| nц |
где [N тр ] – допустимое значение мощности трения, ограничивающее
нагрев тормоза.
Таблица 7. Величина [N тр ] в зависимости от диаметра тормозного шкива.
| Дт, мм | |||||
| [Nтр], кВт | 0,5 | 0,85 | 1,75 | 2,5 | 3,5 |
Проверка тормоза по условиям износа тормозных накладок производиться по условию:
q T £ [q T ], (63)
где [qT] = 0,6 мПа – допустимое удельное давление на рабочих поверх-
ностях;
q T – фактическое удельное давление;
qT = 
, мПа; (64)
где 
= 0,4 – коэффициент трения между накладками и тормозным шкивом.
Остальные параметры указывались ранее.