Механизм подъема с увеличенной высотой перемещения груза (перематывающая лебедка)

2020-03-19

196

Обсуждений (0)

0.00 из 5.00 0 оценок

Федеральное агентство по образованию РФ

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

СИБИРСКИЙ ФЕДЕРАЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ

Кафедра «Подъемно-транспортные машины и роботы»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

МЕХАНИЗМ ПОДЪЕМА С УВЕЛИЧЕННОЙ ВЫСОТОЙ ПЕРЕМЕЩЕНИЯ ГРУЗА (ПЕРЕМАТЫВАЮЩАЯ ЛЕБЕДКА)

Студент ЗО 05-02_Ю.Р. Новикова

Красноярск 2010

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 на перематывающие барабаны

3.7 Определение моментов на перематывающих барабанах

3.8 Определение необходимой мощности и выбор электродвигателя

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 напряжениям изгиба

3.11.6 Основные геометрические параметры открытой передачи

3.11.7 Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

3.11.8 Уточненное значение коэффициента расчетной нагрузки

3.11.9 Проверка передачи по контактным напряжениям

3.12 Ориентировочное определение диаметров валов и осей

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 канатосборной катушки

4.2 Кинематический расчет привода, выбор электродвигателя 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 применяют при больших длинах наматываемого каната в качестве подъемных или тяговых большегрузных башенных, козловых и шахтных кранах, а также в качестве траловых лебедок /1, с. 203/.

Перематывающая лебедка в целом состоит из собственно перематывающей (канатоведущей) части – подъемной или тяговой лебедки и канатосборного устройства. При этом в подъемной или тяговой канатоведущей лебедке, имеющей два параллельных, синхронно вращающихся барабана, канат не закрепляется на них, а укладывается в кольцевые канавки с определенной силой натяжения. Это натяжение предотвращает проскальзывание каната при вращении барабанов за счет возникающих при этом сил трения между поверхностями канавок и каната. За счет перематывания натянутого каната происходит снижение его натяжения от максимального усилия в набегающей ветви (подвес груза) до минимального в сбегающей ветви, которая укладывается в канатосборное устройство. Это устройство представляет собой канатосборную лебедку (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 козлового крана представляется схема с канатосборной лебедкой. Схема, показанная на рисунке 2.1, более компактна и удобна для кранов пролетного типа, так как в этом случае канат непосредственно опускается на грузовой полиспаст с одного из перематывающих 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 запасовки каната механизма лебедки

3. РАСЧЕТ ПОДЪЕМНОЙ КАНАТОВЕДУЩЕЙ ЛЕБЕДКИИ

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 – общее число ветвей канатаполиспастной системы, на которых подвешен груз;

- КПД полиспаста

(3.2)

где Q – масса номинального груза (грузоподъемность), т;

Q_п – масса грузовой подвески, т;

Q_к – наибольшая масса канатов подвески при нижнем положении груза, т (выбираем по ГОСТ 3079-80);

g = 9,81 м/с² – ускорение свободного падения.

, (3.3)

где а – количество полиспастов механизма подъема, а = 1 (одинарный полиспаст);

- кратность полиспаста, =10;

, (3.4)

где =0,98 - КПД, учитывающий потери на одном блоке полиспаста;

Тогда максимальное натяжение каната

Расчет стальных канатов на прочность производится согласно правилам Госгортехнадзора России. Расчетное разрывное усилие каната (Н):

, (3.5)

где F₀ – разрывное усилие каната, кН;

Z_p – минимальный коэффициент использования каната (коэффициент запаса прочности), определяемый по табл. 2 настоящих правил (группа классификации механизма М7 в соответствии с ИСО4301/1, Z_p=7,1).

По этому усилию по ГОСТ или каталогу 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, маркировочной группы 1960 МПа (200 кг/мм²).

Дополнительные параметры каната:

- расчетная площадь сечения всех проволочек – 450,55 мм²;

- расчетный вес 1000 м смазанного каната – 5395,0 кг.

Проверим фактический запас прочности каната:

. (3.6)

3.3 Определение диаметра барабана

В соответствии с рекомендациями Правил Госгортехнадзора /4, с. 16/ минимальный диаметр барабана D_б, огибаемыми стальными канатами, по средней линии навитого каната определяется по формуле:

, (3.7)

где h₁ – коэффициент выбора диаметра барабана, для режима работы 7М h₁=22,4 /4, с.16, таб. 3/;

d_к – диаметр каната, мм;

Учитывая, что для перематывающих лебедок существует и другая рекомендация, например, D_б=(40-60)d_к, дающая большие габариты, увеличим несколько диаметр барабана и примем его равным D_б=1000 мм.

3.4 Определение количества ветвей каната на барабанах

(3.8)

где k – коэффициент запаса, принимаем k = 1,3;

S_max = S_наб = 118,49 кН – максимальное натяжение каната, или усилие в набегающей на барабан ветви;

S₀= S_сб – минимальное натяжение каната, или усилие в сбегающей с барабана ветви, кН;

е = 2,718 – основание натурального логарифма;

μ – коэффициент трения каната с барабаном, зависит от материалов трущихся поверхностей и формы ручья. Для смазанных канатов при полукруглой канавке на чугунных или стальных ободах μ = 0,12;

α=π – угол обхвата барабана одной ветвью каната;

с_ж – коэффициент, учитывающий сопротивление жесткости каната.

(3.9)

,(3.10)

где - коэффициент жесткости, определяемый по эмпирической формуле, где диаметры подставляются в сантиметрах:

. (3.11)

С целью уменьшения нагрузки на канат и улучшения условий его работы на канатосборной катушке примем уменьшенную величину предварительного натяжения S₀= 7 кН.

принимаем n=8, тогда количество ручьев на каждом барабане:

. (3.12)

3.5 Проверка принятой величины минимального натяжения

По условию непроскальзывания каната по ручьям барабана при подъеме полного груза должно выдерживаться соотношение:

, (3.13)

Полученное значение меньше принятого S₀ = 7 кН, таким образом условие обеспечивается с запасом:

. (3.14)

По условию возможности опускания порожнего грузозахватного органа должно выдерживаться соотношение:

, (3.15)

где S_min – минимальное натяжение ветви каната, сбегающей с барабана, при опускании порожнего грузозахватного устройства, вес которого принят равным (см. пункт 3.2) G_п= Q_пg = 9∙9,18 = 83 кН.

По формуле (3.1) считаем минимальное натяжение ветви кната, сбегающей с барабана:

Таким образом, S_min = 9,1кН > 0,30 кН, т. е. условие выполняется с запасом:

3.6 Определение нагрузок, действующих на перематывающие барабаны

В соответствии с принятой схемой запасовки каната механизма лебедки (см. рис. 2.1) изобразим расчетную схему действующих нагрузок на перематывающих барабанах (рис. 3.1).

Усилия в ветвях каната определяются зависимостью Л. Эйлера:

, (3.16)

При подъеме полного груза:

Рисунок 3.1 – Расчетная схема нагрузок 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 на барабаны:

1. Барабан I

Усилие в горизонтальной плоскости

,(3.16)

Усилие в вертикальной плоскости

. (3.17)

Результирующее усилие

,(3.18)

2. Барабан II

Усилие в горизонтальной плоскости

, (3.19)

Усилие в вертикальной плоскости

Y = 0. (3.20)

3.7 Определение моментов на перематывающих барабанах

Крутящий момент, необходимый для перематывания канатов и подъема груза:

, (3.21)

Момент, необходимый для преодоления трения в опорах:

, (3.22)

где и - коэффициент трения в опорах барабана, принимаем для опор на подшипниках качения = = 0,015;

и - диаметры опорных цапф барабана, принимаем = = 180 мм;

Суммарный момент:

, (3.23)

3.8 Определение необходимой мощности и выбор электродвигателя

Для определения мощности привода следует установить число оборотов барабанов

, (3.24)

где - кратность полиспаста, =10;

Тогда необходимая мощность на валах перематывающих барабанов:

, (3.25)

Необходимая мощность на валу электродвигателя с учетом потерь:

, (3.26)

где - КПД механизма, принимаем = 0,9;

Принимаем двухприводную схему механизма.

Тогда мощность для подбора одного электродвигателя определяется:

, (3.27)

По каталогу или справочнику / 7, с. 58, таб. 2-34/ подбираем крановый электродвигатель большей ближайшей мощности.

Характеристика и основные параметры электродвигателя:

- тип – асинхронный с фазным ротором МТН 612-10;

- номинальная мощность – 60 кВт при ПВ 40 %;

- частота вращения – n_дв = 570 об/мин;

- максимальный момент – М_max = 4120 Н∙м;

- КПД двигателя - = 0,87;

- маховый момент ротора – GD² = 25 кг∙м²;

- масса двигателя – Q_дв = 1010 кг;

- диаметр выходного конца вала – d₁ = 90 мм.

Номинальный момент двигателя

, (3.28)

3.9 Определение передаточного числа и выбор передач

Передаточное число механизма

, (3.29)

Из соображений наиболее рациональной компоновки по каталогу /9, с. 37/ подбираем коническо-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 момента и выбор тормоза

Поскольку принята схема механизма с двумя электродвигателями, принимаем соответственно два тормоза в приводе.

Тормозной момент каждого тормоза

, (3.31)

где k_Т = 1,25 – коэффициент запаса торможения для одного тормоза при установке двух тормозов в механизме / ПБ 10-382-00/;

М_гр - крутящий момент, необходимый для перематывания канатов и подъема груза, кН∙м;

и - передаточное число механизма;

- КПД механизма, принимаем = 0,9;

По каталогу /9, с. 45/ подбираем тормоз двухколодочный типа ТКГ с максимальным тормозным моментом М_Ттах = 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 зубчатой передачи

3.11.1 Тип передачи и числа зубьев

Поскольку окружная скорость в зацеплении открытых пар невелика, используем прямозубое зацепление. Примем число зубьев шестерни Z_ш = 21, тогда число зубчатого колеса

, (3.32)

Принимаем Z_к = 50.

Теперь можно уточнить некоторые параметры передачи, а именно:

- уточненное передаточное число открытой передачи

, (3.33)

;

- уточненное передаточное число механизма

, (3.34)

;

- уточненная частота вращения барабана

, (3.35)

;

- уточненная скорость подъема груза

, (3.36)

отличается от заданной незначительно – лишь на 0,5 %;

- скорость каната

, (3.37)

3.11.2 Выбор материалов открытой пары

Учитывая повышенную ответственность (механизм подъема) и тяжелые условия работы (открытая пара), выбираем легированную и углеродистую улучшенные стали:

- для шестерни

сталь 45Х по ГОСТ 4543-71 улучшенную с механическими свойствами /10, с. 69, таб. 40/ или /11, с. 202, таб. 10, 11/ σ_В = 834 МПа, σ_Т = 638 МПа, σ_-1 = 392 МПа и твердостью НВ 250;

- для колеса

сталь 45Л по ГОСТ 977-65 улучшенную с механическими свойствами /10, с. 70, таб. 40/ σ_В = 738 МПа, σ_Т = 392 МПа, σ_-1 = 294 МПа и твердостью НВ 220.

3.11.3 Допускаемые напряжения изгиба

Учитывая одностороннее нагружение передачи (основная нагрузка – на подъем груза), принимаем пульсирующий характер изменения 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 при улучшении, [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 стальных нормализованных 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 – общее число циклов соответствующего зубчатого колеса за весь срок службы;

, (3.40)

где п – число оборотов рассчитываемого колеса в минуту, для колеса п_к = п_б = 38,07 об/мин, для шестерни п_ш = п_ки_оп= 38,07∙2,38=90,6 об/мин;

Т – количество часов работы передачи 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 зацеплений рассчитываемого колеса, для шестерни с_ш = 2, для колеса с_к = 1.

Таким образом, общее число циклов работы, как шестерни , так и колеса больше базового , значит, отношение /N<1, а в этом случае следует принимать значение коэффициента к_р = 1.

Тогда допускаемые напряжения изгиба для шестерни

Допускаемые напряжения изгиба для колеса

3.11.4 Допускаемые контактные напряжения

Для зубьев передачи, находящихся под воздействием переменных нагрузок, допускаемые контактные напряжения определяют с учетом переменности режима и срока службы передачи /13, с. 231/:

, (3.41)

где - базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов нагружения N₀, = 26 НВ /13, с. 230, тааб. 33/;

к_р – коэффициент режима нагружения для контактных напряжений,

, (3.42)

где - базовое число циклов при расчете на контактную прочность, принимаемое для среднеуглеродистых и легированных нормализованных и улучшенных сталей 10⁷ циклов;

- общее число циклов нагружения, , .

Таким образом , общее число циклов работы, как шестерни , так и колеса больше базового , а в этом случае следует принимать значение коэффициента к_р = 1.

Тогда допускаемые контактные напряжения:

- для шестерни

;

- для колеса

В качестве расчетного принимаем меньшее из двух =583 МПа.

3.11.5 Определение модуля зацепления по напряжениям изгиба

, (3.43)

где М – крутящий момент на соответствующем зубчатом колесе:

- на шестерне

, (3.44)

- на колесе

, (3.45)

где =1,1 – коэффициент неравномерности распределения момента;

k – коэффициент расчетной 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 z_ш = 21 = 4,3 при нулевом смещении исходного контура, для колеса при zк = 50 =3,73 при нулевом смещении исходного контура;

=в/т – коэффициент ширины зуба по модулю, для прямоугольных колес принимается равным 6 – 10, принимаем =10.

Установим расчетное значение модуля:

- по шестерне

Поскольку при расчете открытых зубчатых передач с целью компенсации влияния износа на уменьшение толщины зубьев рекомендуется увеличение модуля на 8 – 15 % /12, с. 252/, принимаем значение модуля т = 22 мм.

3.11.6 Основные геометрические параметры 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 в зацеплении и степень точности передачи

, (3.55)

Примем 8-ю степень точности передачи в соответствии с рекомендациями /10, с. 81, таб. 47/.

3.11.8 Уточненное значение коэффициента расчетной нагрузки

, (3.56)

где - коэффициент концентрации нагрузки, для прирабатывающихся прямоугольны и косозубых передач при переменном режиме нагружения можно принимать:

, (3.57)

= 1,2 для в_ш/d_ш = 230/462 = 0,5 / 14, с. 282, таб. 38/;

- коэффициент динамичности нагрузки, для 8-ой степени точности и окружной скорости до 3 м/с = 1,25 /14, с. 284, таб. 39/;

3.11.9 Проверка передачи по контактным напряжениям

, (3.58)

где - коэффициент, учитывающий влияние коэффициента торцового перекрытия , можно принимать = 0,9, что соответствует коэффициенту перекрытия = 1,6.

(расчет в данной формуле выполнен в кг и см).

Открытая зубчатая пара удовлетворяет условиям контактной прочности.

3.12 Ориентировочное определение диаметров валов и осей

Приводной вал (вал ведущей шестерни)

, (3.59)

где М=М_ш=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 d_1ш = 160 мм, под подшипник – d_1п =150 мм, под муфту соединительную – d_1м = 120 мм.

Ось барабана.

Поскольку ось работает только на изгиб, примем ее диаметр ориентировочно, а в дальнейшем проверим по напряжениям изгиба.

Итак , ориентировочно принимаем диаметр оси в среднем сечении d₂ = 250 мм, тогда диаметр под зубчатое колесо (венец) d_2к = 220 мм, диаметр под подшипник d_2п = 180 мм.

3.13 Предварительный выбор подшипников

Учитывая высокую радиальную нагруженность опор и трудность обеспечения полной соосности при монтаже привода, 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 электродвигателя с редуктором

Рабочий, длительно действующий на соединяемых валах, крутящий момент

, (3.60)

где - суммарный момент, кН∙м;

и = 14,97 - передаточное число механизма

= 1,1 – коэффициент неравномерности распределения момента;

Диаметры соединяемых валов: вала электродвигателя – 90 мм (конический); вала редуктора 50 мм (конический).

По учебнику /9, с. 41/ подбираем муфту зубчатую одиночную № 3 с тормозным шкивом с наибольшим передаваемым крутящим моментом М_кр = = 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 ответственности передачи и принимаемый по таблице для очень ответственных условий (возможность человеческих жертв при отказе), к₁ = 1,8;

к₂ – коэффициент, учитывающий условия работы и принимаемый по таблице для неравномерного нагружения к₂ =1,3;

к₃ – коэффициент углового смещения , принимаемый по таблице для угла 0,5є возможного перекоса к₃ = 1,25.

Условие выполняется.

3.14.2 Соединение редуктора с приводным валом

Рабочий, длительно действующий на соединяемых валах, крутящий момент

, (3.62)

Диаметры соединяемых валов: выходного вала редуктора – 80 мм, приводного вала шестерни – 120 мм (цилиндрический).

По учебнику /9, с. 41/ подбираем муфту зубчатую с промежуточным валом №7 с наибольшим передаваемым крутящим моментом М_кр = 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 смещения принят 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 1050-74 нормализованную с механическими свойствами /15, с. 17, таб. 1/ σ_В = 589 МПа, σ_Т = 314 МПа, σ_-1 = 255 МПа и твердостью НВ 190.

3.15.2 Нагрузки, действующие на барабаны

Окружная сила

, (3.63)