Расчет механизма передвижения

Где,

Z_э – число электродвигателей.

Выбор электродвигателя механизма передвижения

По N_рас и по 〖ПВ〗_к подбираем двигатель серии МТН 311 – 8 с параметрами (по 3, стр. 246):

Скорость вращения ротора: n_д=675 об/мин;

КПД двигателя: з_д=0,705;

Максимальный вращающий момент: M_(д_max)=265 Нм;

Момент инерции ротора двигателя: I_р=0,275 кг∙м^2;

Масса двигателя: m_дв=170 кг;

Мощность: N_н=9 кВт;

С цилиндрическими концами валов.

Статический момент двигателя:

M_ст=9550∙N_ст/n_д =9550∙9/675=113,104 Нм

По статическому моменту электродвигателя подбираем муфту (по 4, стр. 308) с параметрами:

Диаметр тормозного шкива: D_т=200 мм;

Момент инерции муфты: I_м=0,32 кг∙м^2;

Наибольший передаваемой муфтой момент: M_м=500 Нм;

Масса муфты: m_м=18,5 кг;

Тормозной момент: M_т=160 Нм.

Маховые моменты муфты и ротора:

〖GD〗_м^2=4∙g∙I_м=4∙9,81∙0,32=12,553 Нм^2

〖GD〗_р^2=4∙g∙I_р=4∙9,81∙0,275=10,788 Нм^2

Проверка электродвигателя на допустимую перегрузку

Принимаем время разгона: t_пр=3 с

Динамический момент при пуске:

M_дин=1/t_пр ((9565∙〖(m〗_кр+Q)∙V_пр^2)/(n_д∙з∙z_э )+(1,2∙

(〖GD〗_р^2+〖GD〗_м^2)∙n_д)/375)

M_дин=1/3 ((9565∙(270+16)∙〖0,4〗^2)/(675∙0,846∙4)+(1,2∙(〖10,791〗^2

+〖12,553〗^2)∙675)/375)=80,678 Нм

Номинальный момент двигателя:

M_н=9550∙N_н/n_д =9550∙9/675=127,333 Нм

Момент на валу электродвигателя при пуске:

М_пуск=М_ст+М_дин=113,104+80,678=193,782 Нм

Допустимая перегрузочная способность электродвигателя:

[K]=M_(д_max)/M_н =(265 Нм)/(127,333 Нм)=2,081

Фактическая перегрузочная способность электродвигателя:

K=М_пуск/M_н =193,782/127,333=1,522<[2,081]

Общее передаточное число механизма

Частота вращения колеса:

n_к=(60∙V_пр)/(р∙D_к )=(60∙0,4)/(3,14∙0,56)=13,642 об/мин

Общее передаточное число механизма:

U_об=n_д/n_к =675/15,347=49,48

Выбор редуктора

Для спроектированной компоновки и передаточного числа, выбираем редуктор КЦ1 – 250 с передаточным отношением U_р=20. (8, 9 стр. 333)

Передаточное число открытой передачи:

U_оп=U_об/U_р =49,48/20=2,474

Компоновка одноступенчатая, диаметр первой шестерни равен d_ш=250 мм, следовательно, диаметр колеса:

d_к=U_оп∙d_ш=2,474∙250=618,5 мм

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

Z_ш=d_ш/m_оп =250/15=16,667

Принимаем Z_ш=17

Z_к=Z_ш∙U_оп=17∙2,474=42,058

Принимаем Z_к=42

Проверка ходовых колес на отсутствие буксования

Суммарная нагрузка на приводные колеса:

P_пр=(g∙(m_кр+Q)∙Z_пк)/〖УZ〗_к =(9,81∙(270+16)∙8)/24=934,934 кН

Где,

УZ_к=24 – общее число колес

Z_пк=8 – число приводных колес

Коэффициент сопротивлению движению без учета дополнительных сопротивлений от перекоса тележки с приводными колесами:

f_0^min=f_0/C=0,0014/2,5=0,0057

Сопротивления трения в неприводных колесах:

W_т^нк=W_т-P_пр∙f_0^min=40,069-934,934∙0,0057=34,726 кН

Сила инерции поступательно движущихся масс:

F_и=(m_кр+Q)∙v_пр/t_р =(270+16)∙0,4/3=38,133 кН

Тяговое усилие:

F_т=W_т^нк+F_вI+W_ук+F_и=34,726+20,22+7,343+38,133=100,422 кН

Коэффициент запаса:

K_з=F_сц/F_т =140,24/100,422=1,397>1,1

Определение тормозного момента и выбор тормоза

Нагрузка ветра на кран:

F_вII=p_II∙УA_н=250∙134,8=33,7 кН

Где,

p_II=250 – распределенная ветровая нагрузка.

Сопротивление трения: