Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

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

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

1.3 Определение передаточного числа механизма и выбор редуктора Р1

1.4 Определение потребного тормозного момента и выбор тормоза Т1

1.5 Определение времён разгона и торможения механизма при основной скорости

2.Расчёт муфты

3. 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)

где КПД полиспаста, ;

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.

- коэффициент, учитывающий условия работы подшипника: .

- 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:

_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;

Z_E - коэффициент, учитывающий механические свойства зубчатых колес;

Z_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

Z - 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_H - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки вдоль контактных линий;

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

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

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

Z_N - коэффициенты долговечности;

s_H - минимальный коэффициент запаса прочности;

Z_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 [_H] принимаем:

при этом должно выполняться условие:

где [_H]_min - меньшее из двух значений [_H1] и [_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:

[_H]_max = 2,8 H_HB,

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

азотированных: [H]_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 - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Y - 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 ⁰_{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 - 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.

Выводы

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.

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

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

Приложение



Размещено на Allbest.ru