Расчет основных параметров автомобильного крана грузоподъемностью 25 т. с гидравлическим приводом

Для выполнения расчетов необходимы следующие исходные данные:

номинальная грузоподъемность Qн = 25 т;

минимальный вылет груза Аmin = 2,5 м;

максимальный вылет - Аmax = 21,084 м;

максимальная высота подъема

при выдвинутой стреле - Н = 25 м;

при втянутой стреле - Н0 = 9,5 м;

глубина опускания - h0 = 5 м;

скорость подъема груза - в = 12 м/мин;

скорость телескопирования стрелы - VT = 8 м/мин;

время изменения вылета - tв = 40 с;

частота вращения крана - n = 1,6 мин-1;

режим работы крана А3М4;

спец. часть - механизм подъёма груза + барабан.

2. Определение линейных и массовых параметров автомобильного крана

Геометрические и массовые характеристики крана определяются по эмпирическим зависимостям.

Определяем общую массу крана:

(1)

В соответствии с рассчитанной общей массой крана выбираем базовый автомобиль по данным, и выписываем его технические характеристики:

марка автомобиля КамАЗ-53229;

грузоподъемность 17000 кг;

собственная масса 6920 кг;

полная масса 24000 кг;

на переднюю ось 6000 кг;

на заднюю тележку 18000 кг;

габариты:

длина - 8000 мм,

высота - 2480 мм,

ширина - 2830 мм;

колёсная база 3690/1320;

колёсная формула 6*4;

двигатель КамАЗ-740,11,240;

мощность двигателя 240 л.с.;

максимальный крутящий момент 833 Н*м.

Таким образом, принимаем общую массу крана равной Gк = 33500 кг.

Определяем массу противовеса:

=(2)

ПринимаемGпв = 3500 кг.

Определяем массу крюковой подвески:

(т)(3)

Принимаем Gп = 2000 кг.

Определяем массу погонного метра длины нижней стрелы:

(4)

Принимаем qс = 0,1 т/м.

Расстояние от оси вращения поворотной части крана до точки крепления стрелы определяется по формуле:

(5)

Принимаем по конструктивным соображениям r1= 0,833 м.

Длина нижней стрелы Lс.min определяется по формуле:

(6)

где, Н0 - максимальная высота подъема груза при сложенной стреле, м;

Аmin - минимальный вылет крюка, м;

h - высота точки крепления стрелы по отношению к плоскости установки крана, м, принимаем =2,83 м;

а длина полностью выдвинутой стрелы:

(7)

где, Н - максимальная высота подъема груза при выдвинутой стреле, м;

Масса нижней стрелы:

(8)

Массу погонного метра каждой последующей секции ориентировочно уменьшаем на 10%. Тогда масса средней секции составит:

а масса верхней секции:

Тогда общая масса стрелы:

принимаем Gc = 3000 кг.

Ориентировочно определим массу опорно-поворотного круга:

(9)

и массу выносных опор:

(10)

Принимаем Go = 2500 кг, Gв= 2500 кг.

Массу ходовой части принимаем: .

Масса неповоротной части крана будет определяться выражением:

(11)

Принимаем G1 = 18,5 т.

Тогда масса поворотной части крана без учета массы стрелового оборудования:

(12)

Рисунок 1. Схема к расчету параметров крана

Определяем хвостовой радиус крана:

(13)

Принимаем Rх = 3,5 м.

3. Построение грузовых характеристик крана

Грузоподъемность автомобильного крана изменяется при изменении вылета груза. Коэффициент грузовой устойчивости определяется выражением:

,(14)

где Мкр - удерживающий момент сил тяжести элементов крана;

Мгр - момент от веса груза.

Удерживающий момент крана можно представить так:

,(15)

где Мо - восстанавливающий момент, т.е. момент создаваемый силами тяжести элементов крана относительно ребра опрокидывания;

Мс - момент, создаваемый элементами стрелового оборудования.

Восстанавливающий момент определяется по формуле:

(16)

Где G1, G2 - масса соответственно неповоротной и поворотной частей крана, т;

К1 - расстояние между выносными опорами, м;

g - ускорение свободного падения, м/с2;

е - расстояние от крайней точки хвостовой части крановой установки до центра тяжести противовеса, м.

Момент стрелового оборудования:

=(17)

где - угол наклона стрелы;

l -расстояние от точки крепления стрелы до ее центра тяжести.

Момент, создаваемый силами тяжести груза, при максимальном вылете с номинальным грузом:

=(18)

Определим расстояние, между выносными опорами исходя из условия обеспечения устойчивости крана (14):

=(19)

Принимаем расстояние между выносными опорами равным К1 = 3,6 м.

(20)

Положение центра тяжести выдвинутой стрелы можно определить по формуле:

(21)

где Gi - масса i-той секции стрелы, т

li - расстояние от точки крепления до центра тяжести i-той секции стрелы, м

Рисунок 2. Схема трехсекционной телескопической стрелы

Определим максимальный угол наклона:

Далее устанавливаем зависимость массы груза от вылета с учетом коэффициента запаса грузовой устойчивости:

,(22)

где Qi - текущее значение грузоподъемности на соответствующем вылете, т;

Mo - восстанавливающий момент определяемый по формуле (16), кНм;

i - значение угла наклона стрелы, соответствующее вылету Аi;

Lc - длина втянутой (выдвинутой) стрелы, м.

Текущее значение вылета груза можно определить на основании зависимости:

.(23)

Задаваясь значениями угла наклона стрелы от 1 до 0=00 с шагом 5 - 150, определяем вылет крюка, а затем соответствующую грузоподъемность по формуле (22). Результат заносим в таблицу 1.

Таблица 1. Данные для построения грузовой характеристики

По результатам расчетов строим грузовые характеристики проектируемого автомобильного крана.

4. Расчет механизма подъема груза

Определение параметров каната, барабана и блоков.

Схема механизма подъема груза изображена на рисунке 3. Механизм включает в себя канато-блочную систему с одинарным полиспастом и лебедку. Привод барабана лебедки осуществляется от гидродвигателя через цилиндрический редуктор. Лебедка снабжена нормально замкнутым ленточным тормозом с гидравлическим толкателем.

Кратность полиспаста ориентировочно можно определить по эмпирической формуле:

(24)

Принимаем кратность грузового полиспаста равной u = 5.

Рисунок 3. Принципиальная схема механизма подъема груза

Коэффициент полезного действия полиспаста:

,(25)

где бл - КПД блока полиспаста, для стреловых кранов при установке блоков на подшипниках качения можно принять бл=0,98.

Тогда:

.

Определяем максимальное усилие в ветви каната, наматываемого на барабан:

, кН;

кН; (26)

где к - количество обводных блоков (рисунок 3).

C учетом заданного режима работы крана находим расчетное разрывное усилие каната в целом по формуле:

(кН),(27)

где Zр - максимально допустимый коэффициент использования каната (минимальный коэффициент запаса прочности каната).

В соответствии с ГОСТ 2688-80 выбираем канат 21-Г-І-Н-1764, канат двойной свивки типа ЛК-Р конструкции 619(1+6+6/6)+1 о.с. диаметр каната 18мм, разрывное усилие не менее 243,5 кН.

Минимальный диаметр барабана по центру витков каната:

(мм),(28)

где dк - диаметр каната, мм;

h1 - коэффициент выбора диаметра барабана.

Минимальный диаметр блоков по центру витков каната:

(мм),(29)

где h2 - коэффициент выбора диаметра блока.

Принимаем Dб= 450 мм,Dбл = 400 мм.

Рабочая длина навиваемого на барабан каната определяется по формуле:

(мм),(30)

где Н, h0 - соответственно максимальная высота подъема и глубина опускания груза, м.

Определяем количество рабочих витков каната на барабане, при однослойной навивке:

(витка);(31)

Принимаемzp = 102 витков.

Находим общее число витков:

(витков);(32)

где zзакр=2 - 3 - минимальное количество витков для закрепления каната;

zзап=2 - минимальное количество запасных витков.

(витков);

Необходимая длина барабана при однослойной навивке каната будет равна:

, мм;(33)

где t - шаг нарезки барабана.

,

Тогда:

(мм);

Для получения компактной конструкции лебедки принимаем многослойную навивку каната на гладкий барабан. Ориентировочно задаемся количеством слоев навивки каната n = 3. Принимаем одинаковое количество витков каната в каждом слое.

Канатоемкость барабана:

, м;(34)

где z - количество витков каната (в каждом слое одинаковое); n - принятое количество слоев навивки; Dб - диаметр барабана, м; dк - диаметр каната, м.

Тогда, учитывая, что lк=lр:

(витка);

Принимаем z = 23 витка.

Таким образом, рабочая длина гладкого барабана составит:

(мм).

Диаметр барабана по ребордам:

(м).(35)

Принимаем Dp = 500 мм.

Толщина стенки барабана определяется по эмпирической формуле для литых стальных барабанов:

(мм).(36)

Исходя из требований технологии изготовления литых барабанов 12 мм, поэтому принимаем толщину стенки равной = 16 мм.

Выбор параметров двигателя и редуктора.

Определяем требуемую мощность привода механизма подъема груза по формуле:

кВт;(37)

где Qн - номинальная грузоподъемность, т;

гр - скорость подъема груза, м/с;

мех=0,8 - 0,85 - кпд механизма подъема.

Тогда,

(кВт).

В соответствии с ГОСТ 12445-80 принимаем номинальное давление равным рн = 16 МПа.

В соответствии с найденной мощностью и принятым номинальным давлением выбираем аксиально-поршневой нерегулируемый гидромотор 210.32 со следующими техническими характеристиками /3/:

полезная мощность Nп = 63.8 кВт;

номинальное давление рн = 16 МПа;

частота вращения номинальная nн = 1120 мин-1, максимальная nmax = 2000 мин-1;

КПД объемный об = 0,95; полный п = 0,9.

Фактическая скорость подъёма груза:

(м/мин).(38)

Определяем скорость навивки каната на барабан:

(м/мин). (39)

Частота вращения барабана составит:

(мин-1).(40)

Тогда расчетное передаточное число редуктора будет равно:

.(41)

По каталогу выбираем редуктор типа Ц2-500, передаточное число которого равно ір = 41,34; частота вращения 1500 мин-1. Выходной вал редуктора выполнен с венцом для зубчатой муфты.

Тогда момент на тихоходном валу редуктора будет ориентировочно равен:

=(42) (Нм)

Определение тормозного момента и параметров тормоза.

Определяем статический момент:

=(43)

Перепад давления:

=(44)

Условие:

Частота вращения:

 (м/мин) (45)

Мст.т - статический тормозной момент.

Затрата рабочей жидкости:

=(46)

Момент торможения:

=(47)

В качестве тормоза механизма подъема груза применим простой ленточный тормоз одностороннего действия.

Зададимся диаметром тормозного шкива равным Dт = 300 мм и определим величину окружного усилия на шкиве:

(кН);(48)

Рисунок 4. Схема простого ленточного тормоза

Принимаем угол обхвата лентой тормозного шкива =210, а коэффициент трения между лентой и шкивом =0,35, тогда усилие в сбегающей ветви ленты будет равно:

(Н);(49)

а в набегающей ветви:

(Н).(50)

Конструктивная схема ленточного тормоза с замыкающей пружиной и размыкающим гидроцилиндром показана на рисунке 4.

Перемещение точки крепления ленты:

(мм);(51)

где - зазор между лентой и тормозным шкивом (=1,5мм).

5. Расчет механизма изменения вылета

На кранах с жесткой подвеской стрелового оборудования изменение угла наклона стрелы осуществляется с помощью гидроцилиндров. Расчетная схема для определения параметров механизма изменения вылета приведена на рисунке 5. В соответствии с этой схемой составим уравнение моментов относительно точки крепления стрелы:

; (52)

где ci - плечо действия усилия на шток гидроцилиндра относительно точки крепления стрелы.

Рисунок 5. Расчетная схема механизма изменения вылета

Геометрические параметры по рисунку 5 определяются по следующим формулам:

;

;

.

По конструктивным соображениям принимаем b = м; r2 = м; h = 0,5м.

Усилие на штоке гидроцилиндра определяем по формуле:

;(53)

где Wв - ветровая нагрузка на металлоконструкцию крана, кН.

В расчетах ветровой нагрузкой пренебрегаем. Результаты расчетов сводим в таблицу 2, а за расчетное принимаем максимальное усилие на штоке.

Таблица 2. Результаты расчета усилия в гидроцилиндре

Таким образом, Rmax = 1334,58 кН.

Для изменения угла наклона стрелы применим гидроцилиндр.

Диаметр гидроцилиндра определяется из выражения:

(м);(54)

где р - номинальное давление, р = 0,8*рн=16*0,8=12,8 МПа;

мц - механический КПД гидроцилиндра, мц = 0,95.

Диаметр штока определяется из условия прочности:

(м);(55)

где [] - допускаемое напряжение сжатия для материала штока ( = 160 МПа).

Диаметры поршня D и штока d округляются до стандартных значений D0 = 400 мм и d0 = 110 мм.

Расход рабочей жидкости гидроцилиндром:

, м3/с;(56)

где в - средняя скорость изменения вылета, м/с;

оц=0,98 - 0,99 - объемный КПД гидроцилиндра;

n - количество одновременно работающих гидроцилиндров, n = 2.

Здесь:

(м/с).(57)

Тогда:

(м3/с).(58)

6. Расчет механизма вращения

Определяем наибольший момент действующий, на опорно-поворотный круг от вертикальных нагрузок:

=(25+3+12+2+4)9,81=451,26(кН)(59)

= (60)

=19,5

По расчетным значениям Мх и V выбираем опорно-поворотный круг.

Принимаем роликовый опорно-поворотный круг №6, диаметр круга Dкр = 1471.2 мм, вес 8800 Н, , количество цевочных пальцев z = 124.

Определяем общий момент сопротивления повороту:

=19.609+16.351+45.583+21.816=103.14кНм; (61)

где Мтр - момент сопротивления в опорно-поворотном устройстве от сил трения, кНм;

Мв - момент, создаваемый силами ветра, действующими на груз и кран, относительно оси вращения крана, кНм;

Му - момент от уклона пути, кНм.

При:

,

можем воспользоваться зависимостью:

, кНм;(62)

где f =0,012 - приведенный коэффициент сопротивления;

- угол установки ролика в опорно-поворотном круге, = 450;

кр = 1,3-310-3V=1,3-310-3486.38=1.154.(63)

Тогда:

(кНм).

Момент от ветровых нагрузок определяется по формуле:

=(64)

Определяем мощность привода механизма вращения крана:

, кВт

мех= 0,8 - 0,85 - кпд механизма вращения, тогда

(кВт).

По рассчитанному значению мощности выбираем гидромотор 210.20:

полезная мощность Nп = 25,1 кВт;

номинальное давление рн = 16 МПа;

максимальное давление рmax = 25 МПа;

частота вращения номинальная nн = 1800 мин-1, максимальная nmax = 3200 мин-1;

КПД объемный об = 0,913; полный п = 0,965.

Рисунок 6. Принципиальная схема механизма вращения

Механизм вращения снабжается колодочным тормозом с гидроразмыкателем.

Определим частоту вращения вала гидромотора, при которой он будет развивать требуемую мощность:

=(мин-1).

Общее передаточное число механизма:

При использовании в качестве трансмиссии механизма вращения крана стандартного цилиндрического редуктора и открытой конической передачи общее передаточное число механизма будет определяться выражением:

где iк - передаточное отношение конической передачи, примем iк = 3,5;

iц - передаточное отношение цевочной передачи; iр - передаточное отношение двухступенчатого цилиндрического редуктора.

Зная количество цевочных пальцев z, принятого опорно-поворотного круга, и, принимая число зубьев ведущей шестерни конической передачи zш? 17, определяем передаточное отношение цевочной передачи:

=

Определим крутящий момент на выходном валу редуктора по формуле:

=(73)

грузовой редуктор крутящий телескопический

Стрела состоит из трех секций, выдвижение средней и верхней секций стрелы осуществляется при помощи двух длинноходовых гидроцилиндров. Схема механизма телескопирования показана на рисунке 7.

Рисунок 7. Схема к расчету механизма телескопирования

Определим усилие выдвижения по формуле:

, кН;

где Q - масса груза, с которым возможно выдвижение стрелы;

Gс.в - масса выдвигаемой секции.

Определяем диаметр гидроцилиндров исходя из большей величины усилия Рв по формуле (49):

(м).

Принимаем диаметр гидроцилиндра равным D = 110 мм; d=40 мм.

Средняя скорость выдвижения стрелы:

(м/с);

где ln - расстояние, на которое выдвигается стрела, м;

tт - время телескопирования, с.

Расход рабочей жидкости гидроцилиндром выдвижения стрелы определим по формуле (54):

(м3/с).

7. Расчет параметров выносных опор

Усилие, действующее на одну выносную опору можно определить по формуле:

(кН).

8. Выбор насосов для привода гидроцилиндра

(л/с),

где Qм(ц) - затрата рабочей жидкости насосом, л/с;

Кп - коэффициент подачи, который учитывает затраты рабочей жидкости в гидросистеме, Кп = 1,05-1,15.

9. Спецчасть

Расчет оси барабана.

Ось барабана изготавливают из стали 45 (ГОСТ 1050-74) с пределом прочности в = 610 МПа. Для определения геометрических параметров необходимых при составлении расчетной схемы в масштабе вычерчивается разрез зубчатой полумуфты с опорой оси барабана, габаритные размеры самого барабана и подшипниковая опора (рисунок 8).

При номинальном грузе на крюке определим усилия, действующие со стороны ступиц на ось барабана:

Находим реакции опор:

Строим эпюру изгибающих моментов:

(кНм);

(кНм).

Строим эпюру поперечных сил:

(кН);

(кН);

(кН).

Ориентировочно определяем диаметр оси барабана из расчета на изгиб:

(м)

где Ми - максимальный изгибающий момент, Нм;

[] - допускаемое напряжение изгиба для материала оси, для стали 45 при нагрузке изменяющейся по симметричному циклу [] = 55 МПа.

Принимаем d = 80 мм.

Рисунок 8. Расчетная схема оси барабана

Выбор подшипников оси барабана.

Ось барабана устанавливается на шарикоподшипниках радиальных.

Подшипник опоры А вставляется в выточку тихоходного вала редуктора.

Поскольку ось барабана не вращается относительно вала редуктора, то подшипник опоры А выбирается по статической грузоподъемности.

Расчетная эквивалентная статическая нагрузка на подшипник составит:

;