Оптимизация материальных и финансовых потоков (стр. 12 из 19)

Расчетный уклон подкрановых путей с железобетонным фундаментом на металлических балках принимаем 0,001.

F_α =0,001*162000=162Н,

Сила сопротивления движению от ветровой нагрузки при работе кранов в закрытых помещениях равны 0.

Сила сопротивления от инерции поступательно движущихся масс на колесе

F_ин= F_о*V/(g*t_p) (5.6)

где g – ускорение силы тяжести, (м/с²);

t_p – время разгона. Принимаем t_p=2 с.

F_ин= 162000*0,07/(9,81*2)=578 Н.

F_пер=1216+162+0+578=1956 Н;

Выбор электродвигателя

Определяем потребную мощность механизма передвижения тележки при установившемся движении.

Р= F_пер*V/(1000*ŋ) (5.7)

где ŋ – КПД механизма.

Р= 1956*0,07/(1000*0,8)=0,17 кВт.

Из каталогов подбираем электродвигатель 4А71В8УЗ. Мощность – 250 Вт, число оборотов – 750 мин^-1 [12].

Определим частоту вращения ходового колеса

n_к=60*V/(π*D)=60*0,07/(π*0,2)=6,7 мин^-1. (5.8)

Определим передаточное число механизма передвижения

u=n/ n_к=750/6,7=112. (5.9)

Выбор редуктора

Выбираем редуктор КЦ2–500 с передаточным числом U_р=118, номинальный крутящий момент – 8900 Н*м, масса – 420 кг [11].

Проверка: (118–112)*100%/118=5%. Следовательно, дополнительной передачи в приводной станции не используем.

Проверка электродвигателя и тележки

Проверим выбранный двигатель по пусковому моменту.

Находим номинальный момент, передаваемый двумя муфтами двигателя, равный моменту статических сопротивлений

Т_м^ном=Т_с=F_пер*D/(2*u_p*ŋ)= 1956 *0,2/(2*118*0,8)=2 Н*м. (5.10)

Расчетный момент для выбора соединительных муфт

Т_м= Т_м^ном*к₁*к₂ (5.11)

где к₁, к₂ – коэффициенты.

Т_м= 2*1,2*1,1=2,64Н*м.

Из таблиц подбираем муфту упругую со звездочкой с крутящим моментом 63 Н*м, учитывая, что диаметр трансмиссионного вала равен 25 мм. Диаметр муфты D=58 мм.

Всего на валу предусматривается 4 муфты.

Фактическая скорость передвижения тележки

V^ф_пер=V_пер*u/u_p=0,07*112/118=0,066 м/с (5.12)

Полагаем, что общее число ходовых колес тележки z=4, из них приводных z_пр=2.

Находим максимально допустимое ускорение крана при пуске

а_мах= {[z_пр*(φ/к_φ+f*d_к/D)/z – (2*μ+f*d_к)*k_p/D] – F^p/(m*g)}*g (5.13)

где z_пр – число приводных ходовых колес;

z – общее число ходовых колес;

φ – коэффициент, учитывающий сцепления ходовых колес с рельсами;

к_φ – коэффициент запаса сцепления;

k_p – коэффициент, учитывающий дополнительные сопротивления от трения реборд ходовых колес и торцов ступиц колеса;

F^p – ветровая нагрузка;

m – масса тележки, кг.

а_мах={[2*(0,15/1,2+0,015*0,04/0,2)/4 – (2*0,0004+0,015*0,04)*2/0,2] – -0}*9,81=0,49 м/с².

Наименьшее допускаемое время пуска по условию сцепления

T_доп=V/a_мах=0,07/0,49=0,14 с. (5.14)

Средний пусковой момент двигателя

Т_ср.п=(φ_мах+ φ_мin)*Т_ном/2 (5.15)

где φ_мах – максимальная кратность пускового момента двигателя,

φ_мin – 1,1…1,4;

Т_ном=9550*Р/n=9550*0,25/750=1,18 Н*м (5.16)

Т_ср.п=(15+1,1)*1,18/2=9,5 Н*м.

Момент статических сопротивлений при работе тележки без груза

Т_с=F^I_пер*D/(2*u_p*ŋ) (5.17)

F^I_пер=к_р*m*g*(f*d_к+2μ)/D=2*5890*9,81 (0,015*0,04+2*0,0004)/0,2=809 Н (5.18)

Т_с=809*0,2/(2*204,8*0,8)=0,5 Н*м.

Момент инерции ротора двигателя I_p=0,002 кг*м² и муфт вала I^I_м=4*I_м=4*0,00028=0,00112 кг*м²

I=I_p+I^I_м=0,002+0,00112=0,00312 кг*м² (5.20)

Фактическое время пуска механизма передвижения без груза

t_п=δIn/(9,55 (Т_ср.п – Т_с))+9,55 (m+Q) V²/(n((Т_ср.п-Т_с) ŋ (5.21)

t_п =1,1*0,00312*750/(9,55 (9,5–8,6))+9,55*(588,6+58,9)*0,07²/(750 (9,5–

-8,6)*0,8)=0,4 с.

Фактическое ускорение тележки без груза при пуске

а_ф= V^ф_пер/ t_п=0,07/3,25=0,02 м/с²< а_мах =0,49 м/с² (5.22)

Проверим тележку на отсутствие буксования ходового колеса по рельсу. Проверяем фактический запас сцепления. Суммарная нагрузка на приводные колеса без груза

F_пр=m*z_пр*g/z=5890*2*9,81/4=28890 Н (5.23)

Фактический запас сцепления будет равен

k_φ=F_пр φ/ (F^I_пер+mg (a/g-z_прfd_k/(zD)) (5.24)

k_φ =288900*0,15/(8090+58900*9,81 (0,02/9,81–2*0,015*0,04/(4*0,2))=5,15>1,2

Расчет тормоза

Максимально допустимое замедление крана при торможении

а_мах=0,49 м/с².

Принимаем по таблицам а_мах=0,15 м/с² [12].

Время при торможении крана без груза

t_т= V^ф_пер/ а_мах=0,07/0,15=0,47 с (5.25)

Сопротивление при торможении крана без груза

F^т_тр=mg(fd_k+2μ)/D=58900*9,81 (0,015*0,04+2*0,0004)/0,2=4050 Н (5.26)

Момент статических сопротивлений на тормозном валу при торможении тележки

Т^т_с= F^т_трDŋ/(2*u_р)= 4050*0,2*0,8/(2*118)=2,75Н*м (5.27)

Момент сил инерции при торможении тележки без груза

Т^т_ин=δIn/(9,55*t_т)+9,55mV² ŋ /(n*t_т) (5.28)

Т^т_ин = 1,1*0,00312*750/(9,55*0,47)+9,55*58900*0,07²*0,8/(750*0,47)=2 Н*м

Расчетный тормозной момент на валу тормоза

Т^т_р= Т^т_ин-Т^т_с=2–0,16=1,84≈2 Н*м. (5.29)

Из таблиц выбираем тормоз типа ТКТ-100 с диаметром тормозного шкива D_т=100 мм и наибольшим тормозным моментом Т_т=20 Н*м, который следует отрегулировать до Т_т=2 Н*м [11].

Расчет валов и опор ходовых колес

Мощность на валу

Р=10^-3*F₀*V=10^-3*1956 *0,07=0,14кВт. (5.30)

Крутящий момент

Т=30*Р/(π*n)= 30*140/(3,14*6,7)=200 Н*м. (5.31)

Составляем расчетную схему приводного вала:

Рисунок 5.3 – Расчетная схема приводного вала

Определим реакции в опорах вала:

– F₁*1,25+R_в*2,5=0;

R_в=323750*1,25/2,5=161875 Н.

F₁*1,25 – R_А*2,5=0;

R_А=323750*1,25/2,5=161875 Н.

Проверка: Σ F_iy= R_А+ R_в-F₁=0 32375+32375–64750=0

Изгибающие моменты в сечениях:

Сечение 1: М_и1=1,25*R_А =1,25*161875 =202344 Н*м.

Сечение 2: М_и2=1,25*R_А =1,25*161875 =202344Н*м.

Вычислим эквивалентный изгибающий момент:

М_экв=√ М²_экв+Т²=√202344² +200²=202344 Н*м (5.32)

В качестве материала для изготовления вала выбираем сталь 45 с термообработкой (улучшение). Твердость заготовки – 240…270 НВ,

Рассчитаем диаметр вала в опасном сечении:

d_в= ³√ М_экв/(0,1*[σ])= ³√ 202344 /(0,1*80)≈29 мм (5.33)

Конструктивно принимаем 30 мм

Принимаем диаметр вала под подшипник d_п=30 мм, под муфту для соединения валов d_м=25 мм.

Для закрепления на валу ходового колеса и соединительной муфты применяем призматические шпонки, выполненные по ГОСТ 23360/СТ СЭВ 189–75. Материал шпонок – сталь 45 с пределом прочности

[13]

Расчет шпонки под муфту.

Определим рабочую длину шпонки:

l_р ≥2*Т*10³/(d (h-t₁) [σ])=2*60*10³/(25 (7–4) 60)=27 мм (5.34)

где Т – наибольший крутящий момент на валу, Нм;

d – диаметр вала, мм;

h – высота шпонки, мм;

– допускаемые напряжения смятия;

– заглубление шпонки в валу, мм.

Выбрана шпонка для диаметра 40 мм с размерами b=8 мм; h=7 мм; t₁=4 мм [13].

Определим полную длину шпонок: l=l_p+b=27+8=35 мм.

Длину шпонки выбираем из ряда стандартных (с. 58, /6/): l =36 мм.

Обозначение выбранных шпонок:

Шпонка 8х7х36 ГОСТ 23360–78.

Выбор и расчет подшипников вала

Принимаем под диаметр вала d=30 мм предварительно подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные легкой узкой серии по ГОСТ 5720 – 75, 8545 – 75 [14].

Условное обозначение подшипника: 206;

Статическая грузоподъемность: С₀=10000 Н;

Динамическая грузоподъемность: С=19500 Н.

Эквивалентная нагрузка на подшипник определяется по формуле:

(5.35)

где X – коэффициент радиальной нагрузки, X=1;

V – коэффициент вращения, т. к. вращается внутреннее кольцо подшипника, то V=1;

– коэффициент безопасности;

– температурный коэффициент;

Расчет подшипника проводим по номинальной долговечности:

(5.36)

где n=6,7 об/мин – частота вращения вала;

L_h=(19500/5499)³*10⁶/(60*6,7)=110924>27500

Значит, назначенный подшипник пригоден для эксплуатации в данных условиях.

5.3 Технико-экономическая оценка конструкторской разработки

Оценка экономической целесообразности внедряемой тары выполняется в следующей последовательности.

Затраты на изготовление стеллажа (

) определяются по формуле, руб. [15]:

(5.37)

где

– стоимость материала, руб.;

– расходы на оплату труда, руб.;

– общепроизводственные расходы, руб.;