4.2 Определение потребной мощности электродвигателя

КПД механизма:

з=з_р∙з_оп=0,94∙0,95=0,893

Где,з_р – КПД редуктора (для редуктора Ц2 з_р=0,94);

з_оп – КПД открытой зубчатой передачи (з_оп=0,95).

Среднеквадратичное значение момента от ветровой нагрузки на поворотную часть крана:M_в1^ск=0,7∙M_в1=0,7∙130,751=91,525 кНм

Потребная мощность электродвигателя:

N=(M_m+M_в1^ск+M_б1+M_и^ск)/(9,55∙з)∙n_кр=((56,831+92,995+175,344+0))/(9,55∙0,893)∙1,55=58,833 кВт

По N_рас и по 〖ПВ〗_к подбираем двигатель серии МТН 612 – 8 с параметрами (по 8, стр. 220):

Скорость вращения ротора: n_д=575 об/мин;

КПД двигателя: з_д=0,902;

Максимальный вращающий момент: M_(д_max)=3200 Нм;

Момент инерции ротора двигателя: I_р=5,2 кг∙м^2;

Масса двигателя: m_дв=1070 кг;

Мощность: N_н=60 кВт;

Кратность среднего пускового момента: л_п=1,6;

С коническими концами валов.

Номинальный момент двигателя:

M_н=9550∙N_н/n_д =9550∙60/575=996,522 Нм

4.3 Проверка двигателя на кратковременную допустимую перегрузку

Горизонтальная сила в результате отклонения грузовых канатов от вертикали:

F_б2=g∙Q∙tgб_2=9,81∙16∙0,105=16,492 кН

Где,б_2 – угол отклонения грузовых канатов от вертикали (б_1=6°).

Момент, вызванный отклонением грузовых канатов от вертикали:

M_б2=F_б2∙L_max=16,492∙32=527,748 кН

Момент от поворотной нагрузки на поворотную часть крана:

M_в2=p_2∙(A_н1∙L_max+A_н2∙r_х+A_н3∙r_c-A_(н4∙) r_мо-A_н5∙r_пр ) 〖∙10〗^(-3)==250∙(14∙33+10,5∙22,6-30∙8,5-39,5∙1,3-4,8∙3,6)∙〖10〗^(-3)==217,918 кНм

Где,p_2 – распределенная ветровая нагрузка на единицу площади, Па (p_1=250 Па).

Общее передаточное число механизма:

U_об=n_дв/n_кр =575/1,55=370,968

Максимальный момент сопротивления на валу электродвигателя:

M_сопр^max=(M_m+M_в2+M_б2+M_и)/(U_об∙з)=(56,831+217,918+527,748+0)/(370,968∙0,893)=2,422 кНм

Проверка:

0,8∙M_д^max≥M_сопр^max

0,8∙3200≥2422

2560≥2245

4.4 Выбор редуктора и муфты предельного момента

Выбираем редуктор Ц2 – 750, (по 4, стр. 218) с параметрами:

Передаточное число редуктора: U_р=50;

Межосевое расстояние: a_щ=750 мм.

Передаточное число открытой передачи:

U_оп=U_об/U_р =370,968/50=7,419≈9

Компоновка одноступенчатая, диаметр первой шестерни равен d_ш=500 мм, следовательно, диаметр колеса:

d_к=U_оп∙d_ш=9∙500=4500 мм

Модуль открытой передачи принимаем m_оп=15, следовательно, число зубьев шестерни и колеса равно:

Z_ш=d_ш/m_оп =500/15=33,333

Принимаем Z_ш=34

Z_к=Z_ш∙U_оп=34∙9=306

Принимаем Z_к=306

Расчетная мощность, подводимая к редуктору:

N_расч^ред=N_н∙√(〖ПВ〗_ф/(ПВ_кат^ред ))=60∙√((40%)/(100%))

=37,947 кВт

4.5 Расчет многодисковой муфты предельного момента

Момент, на который рассчитана муфта

M_муф=1,8∙M_ном∙U_м∙з_м=1,8∙996,522∙1∙1=1794 Нм

Где,U_м – передаточное отношение муфты (U_м=1, т.к. муфта предельного момента вмонтирована в МУВП);

з_м – КПД муфты (з_м=1, т.к. муфта предельного момента вмонтирована в МУВП).

R_1=(1,2∙d_км)/2=(1,2∙140)/2=84 мм

Где, d_км –диаметр кожуха муфты, мм.

R_2=(0,8∙D_к)/2=(0,8∙370)/2=148 мм

Где, D_к –диаметр внутренней полости тормозного шкива МУВП, мм.

Средний радиус, на котором приложена сила трения между дисками

R_ср=(R_1+R_2)/2=(84+148)/2=116 мм

Задаемся материалом трущихся пар – Чугун-Чугун, с параметрами:

Коэффициент трения между дисками: м_тр=0,1;

Число трущихся пар: i_тр=6.

Необходимое усилие, сжимающее диски:

M_муф=F∙м∙i∙R_ср

Откуда:F=M_муф/(м∙i∙R_ср )=1794/(0,1∙6∙0,116)=25,772 кН

Проверка:q=F/(р∙(R_2^2-R_1^2))≤[q]

q=25775/(3,14∙(〖148〗^2-〖84〗^2))=0,552≤0,6

Где, [q] – допускаемое удельное давление между тормозной обкладкой и металлическим диском при густой смазке ([q]=0,6 по 4, стр. 276).