Федеральноеагентство по образованию РФ
Государственноеобразовательное учреждение высшего профессионального образования
СИБИРСКИЙФЕДЕРАЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ
ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙИНСТИТУТ
Кафедра«Подъемно-транспортные машины и роботы»
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
МЕХАНИЗМ ПОДЪЕМА СУВЕЛИЧЕННОЙ ВЫСОТОЙ ПЕРЕМЕЩЕНИЯ ГРУЗА (ПЕРЕМАТЫВАЮЩАЯ ЛЕБЕДКА)
Студент ЗО05-02_Ю.Р. Новикова
Красноярск2010
СОДЕРЖАНИЕ
Введение
1. Исходные данные
2. Выбор схемы
3. Расчет подъемной канатоведущей лебедки
3.1 Выбор полиспаста
3.2 Выбор каната
3.3 Определение диаметра барабана
3.4 Определение количества ветвей каната на барабанах
3.5 Проверка принятой величины минимального натяжения
3.6 Определение нагрузок, действующих наперематывающие барабаны
3.7 Определение моментов на перематывающих барабанах
3.8 Определение необходимой мощности и выборэлектродвигателя
3.9 Определение передаточного числа и выбор передач
3.10 Определение тормозного момента и выбор тормоза
3.11 Расчет открытой зубчатой передачи
3.11.1 Тип передачи и числа зубьев
3.11.2 Выбор материалов открытой пары
3.11.3 Допускаемые напряжения изгиба
3.11.4 Допускаемые контактные напряжения
3.11.5 Определение модуля зацепления по напряжениямизгиба
3.11.6 Основные геометрические параметры открытойпередачи
3.11.7 Окружная скорость в зацеплении и степеньточности передачи
3.11.8 Уточненное значение коэффициента расчетнойнагрузки
3.11.9 Проверка передачи по контактным напряжениям
3.12 Ориентировочное определение диаметров валов иосей
3.13 Предварительный выбор подшипников
3.14 Подбор соединительных муфт
3.14.1 Соединение электродвигателя с редуктором
3.14.2 Соединение редуктора с приводным валом
3.15 Расчет осей барабанов
3.15.1 Выбор материала
3.15.2 Нагрузки, действующие на барабаны
3.15.3 Нагрузки, действующие на ось барабана
3.15.4 Проверка прочности оси барабана
3.16 Расчет подшипников оси барабана
4. Расчет канатосборной лебедки
4.1 Основные геометрические параметры канатосборнойкатушки
4.2 Кинематический расчет привода, выборэлектродвигателя и редуктора
4.3 Выбор муфт
4.4 Расчет тормозного момента и выбор тормоза
4.5 Расчет канатоукладчика
4.6 Расчет подшипников на статическую грузоподъемность
5 Расчет механизма передвижения тележки
5.1 Выбор кинематической схемы
5.2 Выбор колес и колесных установок
5.3 Выбор рельса
5.4 Выбор двигателя
5.5 Расчет и выбор редуктора
5.6 Выбор муфт
5.6.1 Муфта, соединяющая электродвигатель с редуктором
5.6.2 Муфты, соединяющие редуктор с колесами
6. Расчет тормозного момента и выбор тормоза
Список используемых источников
ВВЕДЕНИЕ
Перематывающие лебедки применяютпри больших длинах наматываемого каната в качестве подъемных или тяговыхбольшегрузных башенных, козловых и шахтных кранах, а также в качестве траловыхлебедок /1, с. 203/.
Перематывающая лебедка в целомсостоит из собственно перематывающей (канатоведущей) части – подъемной илитяговой лебедки и канатосборного устройства. При этом в подъемной или тяговойканатоведущей лебедке, имеющей два параллельных, синхронно вращающихсябарабана, канат не закрепляется на них, а укладывается в кольцевые канавки сопределенной силой натяжения. Это натяжение предотвращает проскальзываниеканата при вращении барабанов за счет возникающих при этом сил трения междуповерхностями канавок и каната. За счет перематывания натянутого канатапроисходит снижение его натяжения от максимального усилия в набегающей ветви(подвес груза) до минимального в сбегающей ветви, которая укладывается вканатосборное устройство. Это устройство представляет собой канатосборнуюлебедку (катушку).
1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
Грузоподъемность – Q = 100 т.
Скорость подъема – V = 0,2 м/с.
Высота подъема – Н = 80 м.
Режим работы – тяжелый, группа классификации механизма 5М в соответствии с ГОСТ 25835-83, М7 в соответствии с ИСО4301/1-86.
2. ВЫБОР СХЕМЫ
Наиболее компактной для козловогокрана представляется схема с канатосборной лебедкой. Схема, показанная нарисунке 2.1, более компактна и удобна для кранов пролетного типа, так как вэтом случае канат непосредственно опускается на грузовой полиспаст с одного изперематывающих барабанов, для чего на нем выполняется дополнительный ручей.Поэтому примем эту схему.
/>
1 – перематывающие барабаны; 2 –канатосборная лебедка; 3 – канатоукладчик; 4 – грузовой полиспаст
Рисунок 2.1 – Схема запасовкиканата механизма лебедки
3. РАСЧЕТ ПОДЪЕМНОЙ КАНАТОВЕДУЩЕЙЛЕБЕДКИИ
3.1 Выбор полиспаста
Исходя из грузоподъемности,выбираем одинарный 10-кратный полиспаст /3, с.1/.
3.2 Выбор каната
Максимальное натяжение каната
/>
(3.1)
где G –суммарная сила веса поднимаемого груза с учетом весов грузовой подвески (траверсы)и канатов, кН;
z – общеечисло ветвей канатаполиспастной системы, на которых подвешен груз;
/> -КПД полиспаста
/>(3.2)
где Q –масса номинального груза (грузоподъемность), т;
Qп – масса грузовой подвески, т;
Qк –наибольшая масса канатов подвески при нижнем положении груза, т (выбираем поГОСТ 3079-80);
g = 9,81 м/с2 –ускорение свободного падения.
/>.
/>, (3.3)
где а – количество полиспастовмеханизма подъема, а = 1 (одинарный полиспаст);
/> -кратность полиспаста, />=10;
/>.
/>, (3.4)
где />=0,98- КПД, учитывающий потери на одном блоке полиспаста;
/>.
Тогда максимальное натяжение каната
/>.
Расчетстальных канатов на прочность производится согласно правилам ГосгортехнадзораРоссии. Расчетное разрывное усилие каната (Н):
/>, (3.5)
где F0– разрывное усилие каната, кН;
Zp – минимальный коэффициентиспользования каната (коэффициент запаса прочности), определяемый по табл. 2настоящих правил (группа классификации механизмаМ7 в соответствии с ИСО4301/1, Zp=7,1).
/>.
По этому усилию по ГОСТ иликаталогу подбираем канат диаметром 39 мм типа ТЛК-О конструкции 6х37(1+6+15+15)+1 о. с. по ГОСТ 3079-80 с разрывным усилием каната в целом F0 = 863 кН.
Обозначение каната по стандарту:«Канат 39-Г-I-Н-1960(200) ГОСТ 3079-80», что означает –канат диаметром 39 мм, грузового назначения, из проволоки без покрытия, марки I, правой крестовой свивки, нераскручивающийся, маркировочнойгруппы 1960 МПа (200 кг/мм2).
Дополнительные параметры каната:
— расчетная площадь сечения всехпроволочек – 450,55 мм2;
— расчетный вес 1000 м смазанного каната – 5395,0 кг.
Проверим фактический запаспрочности каната:
/>. (3.6)
3.3 Определение диаметра барабана
В соответствии с рекомендациямиПравил Госгортехнадзора /4, с. 16/ минимальный диаметр барабана Dб,огибаемыми стальными канатами, по средней линии навитого каната определяется поформуле:
/>, (3.7)
где h1 – коэффициент выбора диаметра барабана,для режима работы 7М h1=22,4 /4, с.16, таб. 3/;
dк – диаметр каната, мм;
/>.
Учитывая, что для перематывающихлебедок существует и другая рекомендация, например, Dб=(40-60)dк, дающая большие габариты, увеличимнесколько диаметр барабана и примем его равным Dб=1000 мм.
3.4Определение количества ветвей каната на барабанах
/>
(3.8)
где k –коэффициент запаса, принимаем k = 1,3;
Smax = Sнаб = 118,49 кН – максимальное натяжениеканата, или усилие в набегающей на барабан ветви;
S0= Sсб – минимальное натяжение каната, или усилие всбегающей с барабана ветви, кН;
е =2,718 – основание натурального логарифма;
μ – коэффициент трения канатас барабаном, зависит от материалов трущихся поверхностей и формы ручья. Длясмазанных канатов при полукруглой канавке на чугунных или стальных ободахμ = 0,12;
α=π – угол обхватабарабана одной ветвью каната;
сж – коэффициент, учитывающий сопротивление жесткости каната.
/>(3.9)
/>,(3.10)
где /> -коэффициент жесткости, определяемый по эмпирической формуле, где диаметрыподставляются в сантиметрах:
/>. (3.11)
/>.
/>.
С целью уменьшения нагрузки наканат и улучшения условий его работы на канатосборной катушке примемуменьшенную величину предварительного натяжения S0 = 7 кН.
/>
принимаем n=8,тогда количество ручьев на каждом барабане:
/>. (3.12)
3.5 Проверка принятой величиныминимального натяжения
По условию непроскальзывания канатапо ручьям барабана при подъеме полного груза должно выдерживаться соотношение:
/>, (3.13)
/>.
Полученное значение меньшепринятого S0= 7 кН, таким образом условие обеспечивается с запасом:
/>. (3.14)
По условию возможности опусканияпорожнего грузозахватного органа должно выдерживаться соотношение:
/>, (3.15)
где Smin – минимальное натяжениеветви каната, сбегающей с барабана, при опускании порожнего грузозахватногоустройства, вес которого принят равным (см. пункт 3.2) Gп = Qпg = 9∙9,18= 83 кН.
/>.
По формуле (3.1) считаемминимальное натяжение ветви кната, сбегающей с барабана:
/>.
Таким образом, Smin = 9,1кН > 0,30 кН, т.е. условие выполняется с запасом:
/>.
3.6 Определение нагрузок,действующих на перематывающие барабаны
В соответствии с принятой схемойзапасовки каната механизма лебедки (см. рис. 2.1) изобразим расчетную схемудействующих нагрузок на перематывающих барабанах (рис. 3.1).
Усилия в ветвях каната определяютсязависимостью Л. Эйлера:
/>, (3.16)
При подъеме полного груза:
/>.
/>
/>
Рисунок 3.1 – Расчетная схеманагрузок на перематывающих барабанах
Усилия в остальных ветвях каната,наматываемых на барабаны, определяется:
/>,
/>,
/>,
/>,
/>,
/>,
/>,
/>,
/>.
Принятое значение S0= 7 кН больше расчетного (что и требуется)с запасом:
/>.
Суммарные усилия, действующие набарабаны:
1. БарабанI
Усилие в горизонтальной плоскости
/>,(3.16)
/>.
Усилие в вертикальной плоскости
/>. (3.17)
Результирующее усилие
/>,(3.18)
/>.
2. БарабанII
Усилие в горизонтальной плоскости
/>, (3.19)
/>.
Усилие в вертикальной плоскости
Y = 0. (3.20)
3.7 Определение моментов наперематывающих барабанах
Крутящий момент, необходимый дляперематывания канатов и подъема груза:
/>, (3.21)
/>.
Момент, необходимый для преодолениятрения в опорах:
/>, (3.22)
где /> и/> - коэффициент трения вопорах барабана, принимаем для опор на подшипниках качения /> = /> = 0,015;
/> и/> - диаметры опорных цапфбарабана, принимаем /> = /> = 180 мм;
/>.
Суммарный момент:
/>, (3.23)
/>.
3.8 Определение необходимоймощности и выбор электродвигателя
Для определения мощности приводаследует установить число оборотов барабанов
/>, (3.24)
где /> -кратность полиспаста, />=10;
/>.
Тогда необходимая мощность на валахперематывающих барабанов:
/>, (3.25)
/>.
Необходимая мощность на валуэлектродвигателя с учетом потерь:
/>, (3.26)
где /> -КПД механизма, принимаем /> = 0,9;
/>.
Принимаем двухприводную схемумеханизма.
Тогда мощность для подбора одногоэлектродвигателя определяется:
/>, (3.27)
/>.
По каталогу или справочнику / 7, с.58, таб. 2-34/ подбираем крановый электродвигатель большей ближайшей мощности.
Характеристика и основные параметрыэлектродвигателя:
— тип – асинхронный с фазнымротором МТН 612-10;
— номинальная мощность – 60 кВт приПВ 40 %;
— частота вращения – nдв = 570об/мин;
— максимальный момент – Мmax = 4120 Н∙м;
— КПД двигателя — /> = 0,87;
— маховый момент ротора – GD2 = 25 кг∙м2;
— масса двигателя – Qдв = 1010 кг;
— диаметр выходного конца вала – d1 = 90 мм.
Номинальный момент двигателя
/>, (3.28)
/>.
3.9 Определение передаточного числаи выбор передач
Передаточное число механизма
/>, (3.29)
/>.
Из соображений наиболеерациональной компоновки по каталогу /9, с. 37/ подбираемконическо-цилиндрический редуктор типа КЦ1-250 исполнения V с передаточным числом 6,29 для частоты вращения 600 об/мин,КПД редуктора – 0,94, масса – 391 кг.
Диаметры концов валов:
— входного (конический) – 50 мм;
— выходного (цилиндрический) – 55 мм.
Передаточное число открытой передачи
/>, (3.30)
/>.
3.10 Определение тормозного моментаи выбор тормоза
Поскольку принята схема механизма сдвумя электродвигателями, принимаем соответственно два тормоза в приводе.
Тормозной момент каждого тормоза
/>, (3.31)
где kТ = 1,25 – коэффициент запаса торможениядля одного тормоза при установке двух тормозов в механизме / ПБ 10-382-00/;
Мгр — крутящий момент, необходимый для перематывания канатови подъема груза, кН∙м;
и — передаточное число механизма;
/> -КПД механизма, принимаем /> = 0,9;
/>.
По каталогу /9, с. 45/ подбираемтормоз двухколодочный типа ТКГ с максимальным тормозным моментом МТтах = 2,5 кН∙м.
Основные параметры тормоза:
— типоразмер – ТКГ-500;
— диаметр тормозного шкива – 500 мм;
— ширина тормозных колодок – 200 мм;
— масса тормоза – 155 кг.
3.11 Расчет открытой зубчатойпередачи
3.11.1 Тип передачи и числа зубьев
Поскольку окружная скорость взацеплении открытых пар невелика, используем прямозубое зацепление. Примемчисло зубьев шестерни Zш = 21, тогда число зубчатого колеса
/>, (3.32)
/>.
Принимаем Zк = 50.
Теперь можно уточнить некоторыепараметры передачи, а именно:
— уточненное передаточное числооткрытой передачи
/>, (3.33)
/>;
— уточненное передаточное числомеханизма
/>, (3.34)
/>;
— уточненная частота вращениябарабана
/>, (3.35)
/>;
— уточненная скорость подъема груза
/>, (3.36)
/>,
отличается от заданнойнезначительно – лишь на 0,5 %;
— скорость каната
/>, (3.37)
/>.
3.11.2 Выбор материалов открытойпары
Учитывая повышенную ответственность(механизм подъема) и тяжелые условия работы (открытая пара), выбираемлегированную и углеродистую улучшенные стали:
— для шестерни
сталь 45Х по ГОСТ 4543-71улучшенную с механическими свойствами /10, с. 69, таб. 40/ или /11, с. 202, таб.10, 11/ σВ = 834 МПа,σТ = 638 МПа, σ-1 = 392 МПа и твердостью НВ 250;
— для колеса
сталь 45Л по ГОСТ 977-65 улучшеннуюс механическими свойствами /10, с. 70, таб. 40/ σВ = 738 МПа, σТ = 392 МПа, σ-1 = 294 МПа и твердостью НВ 220.
3.11.3 Допускаемые напряженияизгиба
Учитывая одностороннее нагружениепередачи (основная нагрузка – на подъем груза), принимаем пульсирующий характеризменения напряжений, тогда /12, с. 253/
/>, (3.38)
где /> -предел выносливости зубьев при пульсирующем цикле />=1,4/>;
[n] –коэффициент запаса прочности, [n]ш = 1,6 для кованой шестерни приулучшении, [n]к= 1,8 для литого колеса при нормализации или улучшении /12, с. 254, таб. 15.5/;
/> -эффективный коэффициент концентрации напряжений в корне зуба, для стальныхнормализованных или улучшенных колес />=1,8/13, с. 223, таб. 31/;
/>-коэффициент режима нагружения для изгиба
/>, (3.39)
где /> -базовое число циклов, принимаемое при расчете на изгиб равным от 2∙106 до 5∙106 циклов;
N – общеечисло циклов соответствующего зубчатого колеса за весь срок службы;
/>, (3.40)
где п – число оборотоврассчитываемого колеса в минуту, для колеса пк = пб =38,07 об/мин, для шестерни пш= пкиоп = 38,07∙2,38=90,6 об/мин;
Т – количество часов работыпередачи за весь срок службы, если принять нормальный срок службы крана 12 лет,260 рабочих дней в году при двухсменной работе по 8 часов в смену, то получим Т=12∙260∙2∙8 = 49920 ч;
с – число зацепленийрассчитываемого колеса, для шестерни сш= 2, для колеса ск = 1.
/>.
Таким образом, общее число цикловработы, как шестерни />, так и колеса /> больше базового />, значит, отношение />/N
Тогда допускаемые напряжения изгибадля шестерни
/>.
Допускаемые напряжения изгиба дляколеса
/>.
3.11.4 Допускаемые контактныенапряжения
Для зубьев передачи, находящихсяпод воздействием переменных нагрузок, допускаемые контактные напряженияопределяют с учетом переменности режима и срока службы передачи /13, с. 231/:
/>, (3.41)
где /> -базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующийбазовому числу циклов нагружения N0, />=26 НВ /13, с. 230, тааб. 33/;
кр – коэффициент режима нагружения для контактных напряжений,
/>, (3.42)
где /> -базовое число циклов при расчете на контактную прочность, принимаемое длясреднеуглеродистых и легированных нормализованных и улучшенных сталей 107 циклов;
/> -общее число циклов нагружения, />, />.
Таким образом, общее число цикловработы, как шестерни />, так и колеса /> больше базового />, а в этом случае следуетпринимать значение коэффициента кр= 1.
Тогда допускаемые контактныенапряжения:
— для шестерни
/>;
— для колеса
/>.
В качестве расчетного принимаемменьшее из двух />=583 МПа.
3.11.5 Определение модулязацепления по напряжениям изгиба
/>, (3.43)
где М – крутящий момент на соответствующемзубчатом колесе:
— на шестерне
/>, (3.44)
/>.
— на колесе
/>, (3.45)
где />=1,1– коэффициент неравномерности распределения момента;
/>.
k – коэффициентрасчетной нагрузки, для предварительных расчетов можно принимать k = 1,3 – 1,5, принимаем k =1,4;
/> -коэффициент прочности зубьев по изгибу, принимаем по таблицам /14, с. 263, таб.35/ в зависимости от количества зубьев: для шестерни при zш = 21 /> =4,3 при нулевом смещении исходного контура, для колеса при zк= 50 /> =3,73 при нулевом смещенииисходного контура;
/>=в/т– коэффициент ширины зуба по модулю, для прямоугольных колес принимается равным6 – 10, принимаем />=10.
Установим расчетное значениемодуля:
— по шестерне
/>,
/>.
Поскольку при расчете открытыхзубчатых передач с целью компенсации влияния износа на уменьшение толщинызубьев рекомендуется увеличение модуля на 8 – 15 % /12, с. 252/, принимаемзначение модуля т = 22 мм.
3.11.6 Основные геометрическиепараметры открытой передачи
Колесо:
— диаметр начальной окружности
/>, (3.46)
/>;
— ширина зубчатого венца
/>, (3.47)
/>;
— диаметр окружности выступов
/>, (3.48)
/>;
— диаметр окружности впадин
/>, (3.49)
/>.
Шестерня:
— диаметр начальной окружности
/>, (3.50)
/>;
— ширина зубчатого венца
/>, (3.51)
/>;
— диаметр окружности выступов
/>, (3.52)
/>;
— диаметр окружности впадин
/>, (3.53)
/>.
Межосевое расстояние
/>, (3.54)
/>.
3.11.7 Окружная скорость взацеплении и степень точности передачи
/>, (3.55)
/>.
Примем 8-ю степень точностипередачи в соответствии с рекомендациями /10, с. 81, таб. 47/.
3.11.8 Уточненное значениекоэффициента расчетной нагрузки
/>, (3.56)
где /> -коэффициент концентрации нагрузки, для прирабатывающихся прямоугольны и косозубыхпередач при переменном режиме нагружения можно принимать:
/>, (3.57)
/> =1,2 для вш/dш = 230/462 = 0,5 / 14, с. 282, таб. 38/;
/> -коэффициент динамичности нагрузки, для 8-ой степени точности и окружнойскорости до 3 м/с /> = 1,25 /14, с.284, таб. 39/;
/>,
/>.
3.11.9 Проверка передачи поконтактным напряжениям
/>, (3.58)
где /> -коэффициент, учитывающий влияние коэффициента торцового перекрытия />, можно принимать />= 0,9, что соответствуеткоэффициенту перекрытия />= 1,6.
/>
(расчет в данной формуле выполнен вкг и см).
Открытая зубчатая параудовлетворяет условиям контактной прочности.
3.12 Ориентировочное определениедиаметров валов и осей
Приводной вал (вал ведущейшестерни)
/>, (3.59)
где М=Мш=9,76 кН крутящий момент на валу ведущей шестерни;
/> -допускаемые касательные напряжения, принимаем пониженные значения /> = 200кг/см2 = 19,6 МПа.
/>.
Принимаем d1= 180 мм, тогда диаметр под шестерню d1ш = 160 мм, под подшипник – d1п =150мм, под муфту соединительную – d1м = 120 мм.
Ось барабана.
Поскольку ось работает только наизгиб, примем ее диаметр ориентировочно, а в дальнейшем проверим по напряжениямизгиба.
Итак, ориентировочно принимаемдиаметр оси в среднем сечении d2 = 250 мм, тогда диаметр под зубчатое колесо (венец) d2к = 220 мм, диаметр под подшипник d2п= 180 мм.
3.13 Предварительный выборподшипников
Учитывая высокую радиальнуюнагруженность опор и трудность обеспечения полной соосности при монтажепривода, выбираем роликоподшипники радиальные сферические двухрядные типа 3000/16, с. 466, таб. 7/. Для приводного вала – подшипник 3530 (d= 150 мм, D = 270 мм, В = 73 мм); для опор барабанов – подшипник 3536 (d = 180 мм, D = 320 мм, В = 86 мм).
3.14 Подбор соединительных муфт
3.14.1 Соединение электродвигателяс редуктором
Рабочий, длительно действующий насоединяемых валах, крутящий момент
/>, (3.60)
где /> -суммарный момент, кН∙м;
и = 14,97 — передаточное числомеханизма
/> =1,1 – коэффициент неравномерности распределения момента;
/>.
Диаметры соединяемых валов: валаэлектродвигателя – 90 мм (конический); вала редуктора 50 мм (конический).
По учебнику /9, с. 41/ подбираем муфтузубчатую одиночную № 3 с тормозным шкивом с наибольшим передаваемым крутящиммоментом Мкр = = 3,15 кН∙м.Наибольшие диаметры расточек под валы d = 90 мм (цилиндрическая) и d = 95 мм ( коническая), диаметр тормозного шкива D = 300 мм, масса муфты – 30 кг, момент инерции I = 0,6 кг∙м2.
Проверка выбранной муфты
/>, (3.61)
где к1 – коэффициент, учитывающий степень ответственностипередачи и принимаемый по таблице для очень ответственных условий (возможностьчеловеческих жертв при отказе), к1 = 1,8;
к2 – коэффициент, учитывающий условия работы и принимаемый потаблице для неравномерного нагружения к2=1,3;
к3 – коэффициент углового смещения, принимаемый по таблицедля угла 0,5є возможного перекоса к3= 1,25.
/>.
Условие выполняется.
3.14.2 Соединение редуктора сприводным валом
Рабочий, длительно действующий насоединяемых валах, крутящий момент
/>, (3.62)
/>.
Диаметры соединяемых валов:выходного вала редуктора – 80 мм, приводного вала шестерни – 120 мм (цилиндрический).
По учебнику /9, с. 41/ подбираеммуфту зубчатую с промежуточным валом №7 с наибольшим передаваемым крутящиммоментом Мкр = 16 кН∙м.Наибольшие диаметры расточек под валы d = 120 мм, масса одной муфты 62,5 кг, момент инерции I = 1,15 кг∙м2.
Проверка выбранной муфты
/>,
здесь коэффициент углового смещенияпринят для угла перекоса 0,25є равным 1,0.
Условие выполняется.
3.15 Расчет осей барабанов
3.15.1 Выбор материала
Принимаем сталь 45 по ГОСТ 1050-74нормализованную с механическими свойствами /15, с. 17, таб. 1/ σВ = 589 МПа, σТ = 314 МПа, σ-1 = 255 МПа и твердостью НВ 190.
3.15.2 Нагрузки, действующие набарабаны
Окружная сила
/>, (3.63)
/>.
Радиальная сила
/>, (3.64)
где α = 20 є угол зацеплениястандартной эвольвентной передачи;
/>.
Из схемы (Рис. 3.1) следует, чтоболее нагруженным является барабан I, который и примемза основу для дальнейшего расчета.
3.15.3 Нагрузки, действующие на осьбарабана
Рассмотрим нагрузки вгоризонтальной плоскости (рис. 3.2).
/>(3.65)/>/> (3.66)
/>.
/>
Рисунок 3.2 – Схема к определениюнагрузок, действующих на ось барабана в горизонтальной плоскости
Произведем проверку: сумма проекцийвсех сил на ось х должна равняться нулю.
/>,(3.67)
/>
Значит нагрузки /> и /> вычислены правильно.
Рассмотрим расчетную схемунагружения оси барабана в горизонтальной плоскости (рис. 3.3).
Опорные реакции:
/>, (3.68)
/>.
/>, (3.69)
/>.
Проверка: />,
/>, (3.70)
/>.
Реакции вычислены, верно.
Изгибающие моменты:
в сечении «а»:
/>,(3.71)
/>.
в сечении «б»:
/>,(3.72)
/>.
Строим эпюру изгибающих моментов(см. рис. 3.3).
/>
Рисунок 3.3 – Расчетная схеманагружения оси барабана и эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости
Рассмотрим нагрузки в вертикальнойплоскости (рис. 3.4).
/>
Рисунок 3.4 – Схема к определениюнагрузок, действующих на ось барабана в вертикальной плоскости
/>, (3.73)
/>.
/>,(3.74)
/>.
Проверка: />,
/>, (3.75)
/>.
Значит нагрузки /> и /> вычислены правильно.
Рассмотрим расчетную схемунагруженной оси барабана в вертикальной плоскости (рис. 3.5).
Опорные реакции:
/>, (3.76)
/>.
/>, (3.77)
/>.
Проверка: />,
/>, (3.78)
/>.
Реакции вычислены, верно.
Изгибающие моменты:
в сечении «а»:
/>, (3.79)
/>.
в сечении «б»:
/>,(3.80)
/>.
Строим эпюру изгибающих моментов(см. рис. 3.5).
/>
Рисунок 3.5 – Расчетная схеманагружения оси барабана и эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости
Суммарные изгибающие моменты
/>. (3.81)
В сечении «а»:
/>.
В сечении «б»:
/>.
3.15.4 Проверка прочности осибарабана
Рассмотрим два опасных сечения, аименно: I-I – под левойступицей в месте перехода сечений; II-II–под правой ступицей в месте перехода сечений (см. рис. 3.4).
Изгибающие моменты в сечении I-I и II-II, учитывая незначительные удаления их точек «а» и «б»,соответственно принимаем равными:
/>,
/>,
что идет в запас прочности.
Поскольку ось барабана работаеттолько на изгиб, определяем запас прочности для одноосного напряженногосостояния:
/>, (3.82)
где />=255 МПа – предел выносливости материала оси (сталь 45 нормализованная – см.3.15.1) при симметричном цикле нагружения;
/> -эффективный коэффициент концентрации напряжений, выбирается по таблицам взависимости от вида концентратора;
/> -масштабный фактор, принимается по таблицам в зависимости от размера сечения;
/> -коэффициент состояния поверхности детали;
/> -коэффициент влияния асимметрии цикла;
/> -амплитудное напряжение цикла;
/> -среднее напряжение цикла, для симметричного цикла /> =0.
Сечение I-I
/> =2,02 для галтельного перехода при r/d= 0,02 (r = 5 мм), t/r = 3 (t = 15 мм) и /> = 60 кг/мм2 /15, с. 41, таб. 5/;
/> =0,61 для углеродистой стали и диаметре вала ~ 200 мм;
/> =0,93 для чистовой токарной обработки /15, с. 44, таб. 10/.
/>, (3.83)
где W = 0,1d3 – моментсопротивления сечения изгибу;
/>,
/>.
Сечение II-II
/> =1,85 для галтельного перехода при r/d= 0,02 (r = 5 мм), t/r = 2 (t = 10 мм) и /> = 60 кг/мм2 /15, с. 41, таб. 5/;
/> =0,57 для углеродистой стали и диаметре вала ~ 250 мм /15, с. 44, таб. 10/;
/> =0,93 для чистовой токарной обработки /15, с. 44, таб. 10/.
/>, (3.84)
/>,
/>.
3.16 Расчет подшипников осибарабана
Предварительно (см. 3.13) подобраныроликоподшипники радиальные сферические двухрядные 3536 легкой широкой серии сдинамической грузоподъемностью [C] = 62700 кг = 616 кН /16, с. 472, таб.7/.
Эквивалентная нагрузка на подшипник
/>, (3.85)
где Х – коэффициент радиальнойнагрузки, Х = 1 /16, с. 115, таб. 13/;
/> -коэффициент кинематический, /> = 1,2при вращающемся наружном кольце;
R –радиальная нагрузка, кН;
Y –коэффициент осевой нагрузки;
А – осевая нагрузка, А = 0;
/> -динамический коэффициент (коэффициент безопасности), для нагрузки с толчками иперегрузками принимаем /> = 1,2 /16, с.115, таб. 15/;
/> -коэффициент температурный, для обычных рабочих температур подшипника до 100 єСможно принять /> = 1 /16, с. 112/.
Максимальная радиальная нагрузка нанаиболее нагруженной опоре «а»:
/>, (3.86)
/>.
Тогда эквивалентная нагрузка наподшипник
/>.
Номинальная долговечностьподшипника, млн. оборотов вращающегося кольца:
/>, (3.87)
где п – число оборотов в мин.кольца подшипника, п = пб = 38,22 об/мин;
/> -установленный срок службы (ресурс) подшипника, принимаем /> = 12500 ч.
/>
Расчетная динамическаягрузоподъемность подшипника:
/>,(3.88)
где α – степенной показатель,для роликовых подшипников α = 3,33;
/>.
Таким образом долговечность инадежность выбранных подшипников в пределах установленного срока службы (/> = 12500 ч.) будетобеспечена.
4. РАСЧЕТ КАНАТОСБОРНОЙ ЛЕБЕДКИ
Ветвь каната, сходящая сперематывающих барабанов с минимальным натяжением S0, наматывается многослойно наканатосборную лебедку; при этом равномерность укладки каната обеспечиваетсяканатоукладчиком.
Привод канатосборной лебедки долженбыть осуществлен от отдельного электродвигателя постоянного тока с постоянныммоментом. Электрическая схема подключения электродвигателя должна обеспечиватьна канатосборном барабане постоянный момент, создавая в ветви каната натяжениев пределах 7-9 кН.
Привод канатоукладчика обеспечим отканатосборного барабана посредствам цепной передачи (рис. 4.1).
/>
1- канатосборнаякатушка; 2 – электродвигатель; 3 – тормоз; 4 – редуктор; 5 – цепная передеча; 6– канатоукладчик
Рисунок 4.1 – Схема канатосборнойлебедки
4.1 Основные геометрическиепараметры канатосборной катушки
Учитывая диаметр d= 39 мм и длину 1000 м наматываемого каната, принимаем:
— диаметр катушки Dк= 1300 мм;
— число витков каната в одном слое k = 38;
— шаг навивки t=1,05dк = 1,05∙39= 40,95 мм, принимаем t = 41 мм.
Тогда рабочая длина катушки:
/>, (4.1)
/>.
Общая длина каната, наматываемогона катушку:
/>, (4.2)
/>.
Число слоев намотки каната:
из уравнения /> /2, с. 46/ получи:
/>,(4.3)
/>.
Отсюда i1 = 4,33; i2 = -37,67.
Второй корень уравнения неприемлем(отрицателен).
Итак, получаем число слоев намотки i = 4,33 (т. е. пятый виток неполный).
Расчетные минимальные имаксимальные диаметры катушки:
/>, (4.4)
Минимальный расчетный диаметр:
/>.
Максимальный расчетный диаметр:
/>.
4.2 Кинематический расчет привода,выбор электродвигателя и редуктора
Скорость намотки каната:
/>,(4.5)
/>.
Число оборотов катушки
при />:
/>, (4.6)
/>.
при />:
/>, (4.7)
/>.
Необходимая мощность двигателяканатосборной лебедки:
/>, (4.8)
/>.
По каталогу /7, с. 55, таб. 2-32/подбираем крановый электродвигатель большей ближайшей мощности.
Характеристика и основные параметрыэлектродвигателя:
— тип – асинхронный с фазнымротором МТН 411-6;
— номинальная мощность – 18 кВт приПВ 40 %;
— частота вращения – nдв = 965об/мин;
— максимальный момент – Мmax = 638 Н∙м;
— КПД двигателя — /> = 0,82;
— масса двигателя – Qдв = 280 кг;
— диаметр выходного конца вала – d1 = 65 мм.
Номинальный момент двигателя
/>, (4.9)
/>.
Необходимое минимальноепередаточное число привода:
/> ,(4.10)
/>.
По каталогу /9, с. 34/ подбираемкрановый редуктор горизонтальный двухступенчатый типа Ц2-350 с передаточнымчислом 41,34 для частоты вращения 1000 об/мин и мощности 8,2 кВт при тяжеломкрановом режиме работы, масса редуктора – 310 кг.
Диаметры концов валов:
— входного (конический) – 40 мм;
— выходного (цилиндрический) – 85 мм.
Необходимые числа оборотовдвигателя для обеспечения постоянной скорости каната /> = 120 м/мин:
/>, (4.11)
/>,
/>, (4.12)
/>.
Необходимый крутящий момент на валуэлектродвигателя при диаметре намотки />= 1,654 м и натяжении каната S0= 7 кН
/>, (4.13)
/>,
что близко к значению номинальногомомента двигателя Мн = 0,178кН∙м.
Натяжение каната при минимальномдиаметре />
/>, (4.14)
/>.
4.3Выбор муфт
Расчетныймомент для выбора зубчатой муфты:
/>, (4.15)
гдеk1=1,3 -коэффициент, учитывающий степень ответственностимеханизма;
k2=1,2 -коэффициент, учитывающий режим работы механизма,
/>.
Выбираемпо ГОСТ 5006-55 зубчатую муфту №1 с наибольшим передаваемым крутящим моментом 0,710кН∙м
Таккак в механизме присутствует промежуточный вал, выбираем по ГОСТ 5006-83 вторуюзубчатую муфту с промежуточным валом №1 с наибольшим передаваемым крутящиммоментом 0,710 кН∙м.
4.4Расчет тормозного момента и выбор тормоза
Статическийтормозной момент на валу двигателя
/>, (4.16)
/>.
Тормозноймомент для выбора тормоза
/>, (4.17)
где /> = 2 коэффициент запасаторможения при тяжелом режиме работы;
/>.
По каталогу /9, с. 45/ подбираемтормоз двухколодочный типа ТКГ с максимальным тормозным моментом МТтах = 0,25 кН∙м.
Основные параметры тормоза:
— типоразмер – ТКГ-200;
— диаметр тормозного шкива – 200 мм;
— ширина тормозных колодок – 90 мм;
— масса тормоза – 38 кг.
4.5 Расчет канатоукладчика
Примем канатоукладчик винтовоготипа /2, с. 178/, винт с резьбой трапециидальной «Трап 92х82» с левой и правойнарезкой одновременно.
Шагвинта tв = 82 мм; число витков нарезки z = L/ tв =1558/82 = 19.
Передаточноечисло между катушкой и винтом канатоукладчика
/>, (4.18)
где tв = 82 мм – шаг винта;
tк = 41 мм – шаг навивки каната;
/>.
Дляпередачи вращения от катушки на винт используем цепную передачу цепьювтулочно-роликовой по ГОСТ 10947-64. число зубьев ведущей звездочки (на валукатушки) Z1 = 31,ведомой (на валу винта канатоукладчика) – Z2 = 62.
4.6Расчет подшипников на статическую грузоподъемность
Положение№1, канат находится в крайнем левом положении (см. рис. 4.2):
/>
Рисунок 4.2 – Расчетная схема, положение№1
Найдемрадиальные силы в точках 1 и 2:
/>, (4.19)
где R1, R2 – нагрузкина опору, кН;
/>, (4.20)
/>, (4.21)
где S –натяжение в ветви каната, кН;
/>,
/>,
/>,
/>.
Положение№2, канат находится в среднем положении (см. рис. 4.3):
/>
Рисунок 4.2 – Расчетная схема,положение №2
Найдемрадиальные силы в точках 1 и 2:
/>, (4.22)
гдеR1 – нагрузка на опору, Н;
/>, (4.23)
где S –натяжение в ветви каната, кН;
/>,
/>.
Прирасчете на статическую грузоподъемность проверяют, не будет ли радиальнаянагрузка Fr на подшипник превосходить статическуюгрузоподъемность, указанную в каталоге:
/> (4.24)
Длядиаметра в опорах d=55 мм выбираем подшипники шариковые радиальныесферические двухрядные № 1211 с статической радиальной грузоподъемностью Cor= 7,5 кН.
Таккак канатоукладчик испытывает осевую нагрузку, то рассчитаем статическую осевуюгрузоподъемность и выберем третий подшипник:
/>, (4.25)
где /> = 51,2 — коэффициент,зависящий от геометрии деталей подшипника;
Z = 20 –число шариков, воспринимающих нагрузку в одном направлении;
/> =25 — диаметр шариков, мм;
/>.
Длядиаметра d=45 мм выбираем подшипник шариковый упорный двойной №8211Н со статической радиальной грузоподъемностью Cor=42,4 кН.
5. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯТЕЛЕЖКИ
5.1 Выбор кинематической схемы
Выбраннаякинематическая схема механизма передвижения тележки с центральным приводом итихоходным трансмиссионным валом показана на рисунке 4.1. Предпочтительнорасположение редуктора посередине между приводными ходовыми колесами. При этомобе половины трансмиссионного вала закручиваются под нагрузкой на одинаковыйугол, что способствует одновременному началу движения приводных колес иликвидации перекосов.
/>
1 — ходовое колесо; 2 — муфта зубчатая с промежуточным валом; 3 — промежуточныйвал; 4 – редуктор; 5 — муфта упругая втулочно-пальцевая с тормозным шкивом; 6 — тормоз; 7 — электродвигатель.
Рисунок 5.1 — Кинематическая схемамеханизма передвижения тележки
Определим вес тележки:
/>, (5.1)
где G –грузоподъемность, т;
/>
5.2Выбор колес и колесных установок
Числоходовых колес тележек зависит от грузоподъемности крана. При грузоподъемностидо 160 т предварительно можно принимать четыре колеса.
Типоразмерколес определяется их диаметром, который выбирается по табл. 2.11 /2.2 c.39/ в зависимости от максимальной статической нагрузки, приходящейся на одноколесо:/> определяется из условиятого, что нагрузка на ходовые колеса от веса поднимаемого груза, веса тележки,а также узлов и агрегатов, смонтированных на ней, распределяется равномерно навсе опоры:
/>, (5.2)
где /> – коэффициентнеравномерности;
/>;
/> – грузоподъемность крана, кН;
/> – вес тележки, кН;
/> – вес грузозахватной подвески, кН;
/> – количество ходовых колес;
/>.
Согласнотаблице 2.11 /18, c. 39/ принимаем диаметр колеса />. По ОСТ 24.090.09-75принимаем для приводных колес установку типа – К2РП, для ведомых колесустановку типа – К2РН.
5.3Выбор рельса
Вкачестве подтележечных рельсов можно использовать рельсы как с выпуклойголовкой (типы Р и КР), так и плоские. Типоразмер рельса определяем по таблице2.11 /18, c.39/ в зависимости от максимальной статическойнагрузки на колесо, таковым является типоразмер рельса с выпуклой головкой КР80ГОСТ 4121-76 /18, с. 309
5.4 Выбор двигателя
Выборэлектродвигателя для механизма передвижения крановых тележек производят постатической мощности, при которой обеспечивается надлежащий запас сцепленияходового колеса с рельсом, исключающий возможность буксования при передвижениитележки без груза в процессе пуска.
Определимстатическую мощность электродвигателя, кВт:
/>, (5.3)
гдеW – сопротивлениепередвижению (принимаем равным W = 55кН);
/>=1,0- скорость передвижения тележки крана, м/с;
/>=0,85- КПД механизма;
/>=1,7– кратность среднепускового момента двигателя по отношению номинальному;
/>.
По каталогу /7, с. 55, таб. 2-32/подбираем крановый электродвигатель большей ближайшей мощности.
Характеристика и основные параметрыэлектродвигателя:
— тип – асинхронный с фазнымротором МТН 412-6;
— номинальная мощность – 30 кВт приПВ 40 %;
— частота вращения – nдв = 965 об/мин;
— максимальный момент – Мmax = 932 Н∙м;
— КПД двигателя — /> = 0,84;
— масса двигателя – Qдв = 345 кг;
— диаметр выходного конца вала – d1 = 65 мм.
Номинальныймомент двигателя:
/>, (5.4)
гдеРд=30– номинальная мощность электродвигателя, кВт;
n=965 – частота вращения, об/мин,
/>.
5.5Расчет и выбор редуктора
Частотавращения ходового колеса:
/>, (5.5)
где/>=1,0- скорость передвижениятележки, м/с;
Dк=0,71 – диаметр колеса, м;
/>.
Требуемоепередаточное число привода:
/>, (5.6)
гдеn –частота вращения двигателя, об /мин;
nк – частота вращения ходового колеса тележки, об /мин;
/>.
Расчетнаямощность редуктора:
/>, (5.7)
гдеРс=30- статическая мощность электродвигателя, кВт;
kp=1,7 – коэффициент,учитывающий условия работы редуктора /17, с.40/;
/>.
По каталогу /18, с. 34/ подбираемкрановый редуктор вертикальный двухступенчатый типа ВКУ-610М с передаточнымчислом 40 для частоты вращения 1000 об/мин и мощности 47,6 кВт при тяжеломкрановом режиме работы, масса редуктора – 450 кг.
5.6 Выбормуфт
Всегов данном механизме передвижения тележки, исходя из выбранной кинематическойсхемы, используется три муфт, одна из которых упругая втулочно-пальцевая стормозным шкивом, установленная на быстроходном валу редуктора, две зубчатыемуфты с промежуточным валом, установленные на тихоходном валу.
5.6.1Муфта, соединяющая электродвигатель с редуктором:
Расчетныймомент для выбора муфты:
/>, (5.8)
гдеk1=1,2 — коэффициент, учитывающий степеньответственности механизма /таб. 1.35, с.42/;
k2=1,1 — коэффициент, учитывающий режим работы механизма/таб. 1.35, с.42/;
/>.
Выбираемупругую втулочно-пальцевую муфту с крутящим моментом 250 Н∙м, моментинерции Iм=0,24 кг∙м2.
5.6.2Муфты, соединяющие редуктор с колесами:
Номинальныймомент на тихоходном валу редуктора :
/>, (5.9)
где W — сопротивление передвижению тележки с номинальным грузом, принимаем W =55000 Н;
Dк= 0,71 – диаметр ходового колеса, м;
/>.
Расчетныймомент для выбора муфт:
/>, (5.10)
/>.
Выбираем по ГОСТ 5006-55 зубчатуюмуфту с промежуточным валом №9 с наибольшим передаваемым крутящим моментом 30000Н∙м.
6.РАСЧЕТ ТОРМОЗНОГО МОМЕНТА И ВЫБОР ТОРМОЗА
Статическийтормозной момент на валу двигателя
/>, (5.11)
/>.
Тормозноймомент для выбора тормоза
/>, (5.12)
где /> = 2 коэффициент запасаторможения при тяжелом режиме работы /13, с. 33/;
/>.
По каталогу /9, с. 45/ подбираем тормоздвухколодочный типа ТКГ с максимальным тормозным моментом МТтах = 0,9 кН∙м.
Основные параметры тормоза:
— диаметр тормозного шкива – 300 мм;
— ширина тормозных колодок – 140 мм;
— масса тормоза – 100 кг.
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ
1 Вайсон А.А.Подъемно-транспортные машины. Изд. 3-е, перераб. И доп. – М.: Машиностроение,1974. – 431с.
2 Правилаустройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов. – М.: ПБ 10-382-00,2001. – 244 с.
3 Справочник покранам: В 2 т. Т. 2. Характеристики и конструктивные схемы кранов. Крановыемеханизмы, их детали и узлы. Техническая эксплуатация кранов / М.П.Александров, М.М. Гохберг, А.А. Ковин и др. Под общ. Ред. М.М. Гохберга. – М.:Машиностроение, 1988. – 559 с.
4 Крановоеэлектрооборудование: Справочник / Алексеев Ю.В., Боголовсеий А.П., Певзнер Е.М.и др.: Под ред. А.А. Рабиновича. – М.: Энергия, 1979. – 240 с.
5 Руденко Н.Ф.,Александров М. П., Лысяков А. Г. Курсовое проектирование грузоподъемных машин.– М.: Машиностроение, 1971. – 462 с.
6 Вайсон А.А.Подъемно-транспортные машины строительной промышленности: Изд. 2-е, перераб. идоп. – М.: Машиностроение, 1976, — 152 с.
7 Иванов М.Н.Детали машин: Учебник для вузов. Изд. 3-е, доп. И перераб. – М.: Высш. шк.,1976. – 399 с.
8 Детали машин:Учебник для машиностроительных вузов/ В.А. Добровольский, К.И. Заблонский, С.Л. Мак и др. – М.: Машиностроение, 1972. – 503 с.
9 Гузенком П.Г.Детали машин: Учебник для вузов. – М.: Высш. шк., 1975. – 464 с.
10 Решетов Д.И.Детали машин: Учебник для вузов. Изд. 3-е испр. И перераб. – М.:Машиностроение, 1974. – 655с.
11 Михайловский Э.М.,Никитин К.Л., Фарков Г.С. Валы и оси: Учебное пособие. – Красноярск: Изд. Гос.Ун-та, 1978. – 103 с.
12 Бейзельман Р.Д.,Цыпкин Б.В., Перель Л.Я. Подшипники качения: Справочник. Изд. 6-е, перераб. идоп. – М.: Машиностроение, 1975. – 572 с.
13 Курсовоепроектирование грузоподъемных машин: Учебное пособие для студентов машиностр.Спец. Вузов / С.Н. Казак, В.Е. Дусье, Е.С. Кузнецов и др.; Под ред. С. А.Казака. – М.: Высш. шк., 1989. – 319 с.