Проектирование двухскоростной лебёдки с управляемыми муфтами

Проектирование двухскоростной лебёдки с управляемыми муфтами

Содержание

Введение

1.Расчёт узлов лебёдки

1.1 Выбор типа и кратности полиспаста, расчёт и выбор каната, определение размеров барабана и блоков

.2 Определение потребной статической мощности и выбор двигателя Э1 при основной скорости подъёма груза

.3 Определение передаточного числа механизма и выбор редуктора Р1

.4 Определение потребного тормозного момента и выбор тормоза Т1

.5 Определение времён разгона и торможения механизма при основной скорости

.Расчёт муфты

. Проверочные расчеты

3.1 Расчет подшипников

3.2 Pacчет цилиндрических передач

Выводы

Список литературы

Введение

лебёдка расчёт редуктор муфта

Целью данного курсового проектирования является проектирование специальной двухскоростной лебёдки с управляемыми муфтами для стрелового крана по заданной схеме (см. рис.1). Лебёдка имеет следующие характеристики:

Грузоподъёмность                                   ;

Основная скорость подъёма                    ;

Установочная скорость подъёма             ;

Высота подъёма груза                              ;

Группа режима механизма                       4М;

Продолжительность включения              40%.

Лебедка двухскоростная с управляемыми зубчатыми муфтами, при помощи которых обеспечивается две скорости подъема. Она имеет один главный привод Э1, который через упруго-втулочную муфту и сцепную зубчатую одностороннюю муфту, через зубчатое зацепление, и редуктор связан с замыкающим барабаном.

Работа лебедки на максимальной скорости:

При работе двигателя тормоз Т1 разомкнут. Вращение барабану сообщается через сцепную зубчатую одностороннюю муфту, зубчатую передачу и редуктор.

Работа лебедки на минимальной скорости:

Для переключения на минимальную скорость, необходимо тормоз Т1 замкнуть и ввести в зацепление вторую сцепную зубчатую одностороннюю муфту, при этом первая муфта выводится из зацепления. Затем тормоз Т1 размыкается.

Рис. 1 Кинематическая схема двухскоростной лебедки с управляемыми муфтами

1. Расчёт узлов лебёдки

1.1     Выбор типа и кратности полиспаста, расчёт и выбор каната, определение размеров барабана и блоков

Для уменьшения натяжения гибкого грузового органа выберем сдвоенный полиспаст  кратностью .

Выбор каната производим по величине разрывного усилия каната в целом  по формуле (1.1):

, (1.1)

где - коэффициент запаса прочности каната; для заданного режима работы механизма подъёма 4М  [1];

- наибольшее натяжение ветви каната, которое определим по формуле (1.2):

, (1.2)

где - масса груза с крюковой подвеской; ;

- КПД полиспаста;  [2].

Подставляя числа в (1.2), (1.1) получаем:

,

.

Выбираем канат двойной свивки типа ЛК-Р 619 ГОСТ 7669-80 диаметром  и разрывным усилием не менее  [2].

Минимальный диаметр барабана определим по формуле (1.3):

, (1.3)

где - коэффициент выбора диаметра барабана;  [1].

.

Для уменьшения длины барабана, а также выбора корректного передаточного числа для соблюдения заданной скорости подъёма окончательно выбираем диаметр барабана

.

Длину барабана определим по формуле (1.4):

, (1.4)

- шаг винтовой нарезки;  [2];

Длина барабана определяется по формуле:

, (1.5)

где длина барабана определяема углом схода каната с барабана, принимается 100 мм; длина не нарезанной части барабана (), ; длина барабана при простом полиспасте, определяется как , где длина запасных витков (1,5 витка), ; длина крепления каната к барабану (3 витки),

; длина рабочей части, . Тогда . Подставляя значения в выражение (6.1), получим

Минимальный диаметр блоков определим по формуле (1.7):

,                                                 (1.6)

где  - коэффициент выбора диаметра блоков, [1].

.

Окончательно назначаем диаметр блоков .

1.2 Определение потребной статической мощности и выбор двигателя Э1 при основной скорости подъёма груза.

Статическая мощность двигателя при подъёме груза равна:

, (1.7)

где  - основная скорость подъёма груза; по заданию

;

      - КПД механизма от двигателя Э1 к крюковой подвеске;

, (1.8)

КПД барабанов, ;

КПД конусной муфты, ;

КПД упругой муфты, ;

КПД зубчатой передачи, ;

 КПД редуктора, .

.

- вес груза на канатах; .

Подставляя числа в (1.9) получаем:

.

Исходя из этого, выбираем асинхронный двигатель 4MTН 280S86 с короткозамкнутым ротором на лапах, со следующими характеристиками [3]:

Мощность на валу ; частота вращения вала ; кратность среднего пускового момента ; момент инерции ротора ; масса двигателя .

1.3     Определение передаточного числа механизма и выбор редуктора Р1.

Частота вращения барабана равна

. (1.9)

Передаточное число редуктора Р1 и зубчатой передачи равно

. (1.10)

Расчет зубчатой передачи u_зп1 и u_зп2 (см. в приложении 1)

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора Р1 равен

. (1.11)

Исходя из этого, выбираем цилиндрический горизонтальный двухступенчатый крановый редуктор Ц2-1000 со следующими характеристиками [2]:

Номинальное передаточное число ; момент на тихоходном валу ; масса редуктора .

Тогда действительная частота вращения барабана равна

, (1.12)

действительная основная скорость подъёма груза равна

, (1.13)

расхождение с заданным значением основной скорости составило

. (1.14)

Тогда действительная min частота вращения барабана равна

, (1.15)

действительная основная скорость подъёма груза равна

, (1.16)

1.4    
Определение потребного тормозного момента и выбор тормоза Т1

Тормоз выбираем по тормозному моменту нужному для удержания неподвижно висящего груза, с коэффициентом запаса торможения  для заданного режима работы [2]:

. (1.17)

Выбираем колодочный тормоз с приводом от электрогидравлических толкателей ТКГ-400 со следующими характеристиками [2]:

Создаваемый тормозной момент ; диаметр шкива , масса .

1.5     Определение времён разгона и торможения механизма при основной скорости

Проверку двигателя по времени пуска при подъёме груза выполняем по формуле (1.17) [2]:

, (1.18)

где  и  - моменты инерции ротора двигателя и тормозной муфты;

- средний пусковой момент двигателя;

, (1.19)

, (1.20)

где  - кратность среднего пускового момента двигателя; ;

Подставляя числа в (1.19), (1.18) и (1.17) получаем:

, ,

.

Время торможения при спуске груза находим по формуле (1.20) [2]:

Времена разгона и торможения механизма подъёма должны быть не менее 1-2с [2,c.395,397].

2. Расчет муфт

В качестве муфты между двигателем и конусной муфты 1(см. рис. 1) выбираем сцепную зубчатую одностороннею муфту по ОСТ 90-091-75. Муфта определяется по моменту от веса груза приведенного к валу двигателя

, (2.1)

Подставив значения в выражение (7.1), получим:

Выбираем зубчатую муфту типа МЗ ГОСТ 5006-55 [9, с.333]

Муфта между зубчатой муфтой и зубчатой передачей (см. рис.1) выбирается по моменту

 (2.2)

Подставляем значения в выражение (2.2)

Выбираем две односторонних конусных муфт “Конакс” типа STA ГОСТ 5006-55 со следующими характеристиками [5 ст.344 ]: Передаваемый крутящий момент ; усилие включения

3. Проверочные расчеты

3.1 Расчет подшипников

Номинальную долговечность (ресурс) подшипников можем определить по формуле:

,                                    (3,1)

где  - ресурс подшипника, ч;  - частота вращения одного из колец подшипника, ; С - динамическая грузоподъемность подшипника, Н; Р - эквивалентная нагрузка на подшипник, Н; m - показатель степени, учитывающий вид подшипника, для шарикоподшипников .

В качестве опор барабана выбираем роликовые радиальные сферические подшипники 3530 ГОСТ 8328-75 ();Проверим выбранные подшипники по ресурсу.

На подшипники будет действовать сила от весящего груза в 84000Н, следовательно реакции в опорах барабана равны между собой и составляют половину от донной силы.

Рис. 9.1. Схема нагружения подшипников.

Радиальная нагрузка на подшипники в точках А и В будут равны:

,                                               (3,2)

где  - коэффициент, учитывающий вариант установки подшипника:  при вращении внутреннего кольца.

 - температурный коэффициент: .

Таким образом,

.

Подставляя это значение в (9.1.1), получим:

;

Данные значения ресурса работы подшипников нас удовлетворяют, оставляем выбранные марки подшипников неизменными.

3.2 Pасчет зубчатых передач

Проектировочный расчет выполняется по заданной относительной ширине венца:

Y_bd = b₂/d₁,

где b₂ - ширина венца зубчатого колеса.

В процессе расчета определяются минимальные размеры передачи, с учетом обеспечения:

контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев;

статической контактной прочности при кратковременных перегрузках;

выносливости зубьев при изгибе;

статической изломной прочности при кратковременных перегрузках.

При проверочном расчете передачи определяются расчетные величины контактных напряжений и напряжений изгиба, а также их допускаемые значения:

контактной выносливости:

расчет по этому условию производится для предотвращения выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Косвенно этим расчетом учитывается недопустимость заедания и чрезмерного изнашивания передачи.

Расчетные контактные напряжения для цилиндрических передач:

где u - передаточное число;

знак "+" относится к наружному, а знак "-" - к внутреннему зацеплению;_E - коэффициент, учитывающий механические свойства зубчатых колес;_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;e - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

F_tH - расчетная окружная сила на делительном цилиндре цилиндрической передачи;

К_H - коэффициент нагрузки, определяемый по формуле:

,

где К_HV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку;

К_Hb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки вдоль контактных линий;

К_Ha - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между парами зубьев.

Допускаемые контактные напряжения вычисляются раздельно для шестерни и колеса по формуле:

где s_{H lim b} - базовый предел контактной выносливости;

Z_N - коэффициенты долговечности;

s_H - минимальный коэффициент запаса прочности;_R - коэффициент, учитывающий шероховатость рабочих поверхностей (принято равным 0,95, что соответствует шероховатости R_a = 2,5...1,25 мкм.);

Z_V - коэффициент, учитывающий окружную скорость;

Z_L - коэффициент, учитывающий влияние смазки.

Так как в задание косозубая передача, то в качестве [s_H] принимаем:

при этом должно выполняться условие:

где [s_H]_min - меньшее из двух значений [s_H1] и [s_H2].

статической контактной прочности:

расчет по этому условию предполагает недопустимость пластического обмятия профилей при кратковременных перегрузках передачи.

Расчетное напряжение определяем по формуле:

где  - коэффициент перегрузки.

Допускаемые напряжения для улучшенных и объемно-закаленных зубьев:

[s_H]_max = 2,8 H_HB,

поверхностно-закаленных: [s_H]_max = 44 H_HRCэ,

азотированных: [sH]_max = 3 H_HV.

выносливости зубьев шестерни (индекс 1) и колеса (индекс 2) при изгибе:

расчет по этому условию производятся для предотвращения усталостной поломки зубьев.

Расчетные местные напряжения изгиба для цилиндрических передач определяются по формуле:

где F_tF - расчетное тангенциальное усилие;

Y_FS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;

Y_b - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Y_e - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

К_F - коэффициента нагрузки, вычисляемый по формуле:

Для нахождения допускаемых напряжений и пределов выносливости зубьев при изгибе используются упрощенные (в отличие от стандартных) формулы:

 и

где s⁰_{F lim b} - базовый предел выносливости зубьев при пульсирующем цикле нагружения;

S_F - коэффициент запаса прочности;

Y_N - коэффициент запаса долговечности;

Y_Z - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки;

Y_d - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений.

Y_A - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

Причем эти зависимости справедливы в предположении, что зубчатые колеса изготовлены без дефектов химико-термической обработки с шероховатостью поверхностей впадин зубьев не грубее R_Z 40, полученной без применения их финишного шлифования или электрохимической обработки, а также без деформационного упрочнения.

В ходе курсового проектирования был разработан проект специальной двухскоростной лебёдки с управляемыми муфтами для стрелового крана. Было произведено проектирование и расчёт механизмов лебёдки, а также с проектирование и расчёт муфты, которая является специальным узлом данной лебёдки.

Список литературы

1.Орлов А.Н., Соколов C.А., Бурлуцкий В.С.. Выпускная работа бакалавра: Учеб. пособие для студентов кафедры “Подъемно-транспортные и строительные машины”, обучающихся по циклу специальных дисциплин “Проектирование машин”. СП б.: Изд-во СПбГТУ, 1999.

2. Справочник по кранам. В 2 т.: Т 2/ М.П.Александров, М.М. Гохберг, А.А. Ковин и др. / Под общ. ред. М.М. Гохберг. Л.: Машиностроение, 1988. 559с.

3. Справочник по кранам. В 2 т.: Т 1/ В.И. Брауде, М.М. Гохберг, И.Е. Звягин и др. / Под общ. ред. М.М. Гохберг. Л.: Машиностроение, 1988. 536с.

. Специальные лебёдки. Методические указания к курсовому проектированию по курсу «Специальные краны». Составители Баранов Н.А. и Серлин Л.Г. Л:1983.

. Справочник по муфтам. В.С. Поляков, И.Д. Барбаш, О.А. Ряховский /Под ред. Машиностроение , Ленингр. Отд-ние,1979.- 344 с.,ил.

Приложение