Механизм подъема электротали

Механизм подъема.cdw

D-6х16х20(H7js6)х4(D9js7)
D-8х152х58(H7js6)х10(D9js7)
(Крепление каната не показано)
(Редуктор и крепление каната не показаны)
(Двигатель и тормоз не показаны)
Техническая характеристика механизма подъема
т . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .1
ммин . . . . . . . . . . . . . . . .10
Н . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5129
Канат ЛК-Р 6 х 19 + 1 о.с. (ГОСТ 2688-80) 6
мм . . . . . . . . . . . . . . . . . . 180
типоразмер . . . . . . . . . . . . . . 4АВ80В4У3
исполнение . . . . . . . . . . . . . . . . . . .1М5010
кВт . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2
тип . . . . двухступенчатый цилиндрический
передаточное отношение . . . . . . . . . . . 38
тип . . дисковый с одной контактной поверхностью
м . . . . . . . . . . . . . . .17
% . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 15
Группа режима работы . . . . . . . . . . . . . . . . 1М
МГТУ им. Н.Э. Баумана

РПЗ.docx

1. Расчет механизма подъема
1. Режим работы механизма
Заданной группе режима работы крана 2К соответствует группа режима работы механизма 1М которой по правилам Гостехнадзора соответствует легкий режим и ПВ = 15% с.5 табл. 5 [1].
В соответствии с заданными временем работы (tΣ = 2000 ч) и группой режима работы механизма 1М коэффициент эквивалентности KHE = 05 по табл.1 с.5 [1].
Для электротали примем двукратный одинарный полиспаст без отклоняющих блоков (рис.1).
Где: а = 2 – кратность полиспаста;
t = 0 – число отклоняющих блоков;
= 097 – КПД блока с.7 [1].
Общий КПД механизма (предварительный):
Где: ред = – КПД редуктора где
цил = 099 – КПД закрытого зубчатого зацепления с.7[1];
бар = 098 – КПД барабана с.7[1];
м = 099 – КПД муфты с.7[1].
Рис. 1. Схема полиспаста
3. Выбор электродвигателя
Электродвигатель подбирается исходя из условия: Рн ≥ Pст
Где FQ – грузоподъемность FQ = m·g·103 = 1·981·103 = 9810 Н (m = 1 т по условию);
Gзах – вес грузозахватного органа Gзах = 003FQ = 003·9810 = 2943 Н с.22 [1];
v – скорость подъема груза по условию v = 10 ммин.
Выбираем встраиваемый трехфазный асинхронный двигатель 4АВ80B4У3 который аналогичен базовому электродвигателю 4АС80В4У3 со следующими характеристиками с.33 табл. 1 [2]:
Pн = 21 кВт – номинальная мощность при ПВ = 15%;
nн = 1335 мин-1- номинальная частота вращения вала;
mэд = 101 кг – масса электродвигателя с.35 табл. 2 [2];
d30 = 131 мм – диаметр статора с.35 табл. 2 [2].
Выбор размера каната проводят по разрушающей нагрузке. Разрушающая нагрузка каната должна удовлетворять условию ;
Где: k = 5 – коэффициент запаса прочности с.25 табл. 7 [1].
Fmax = - максимальная сила натяжения каната
где m = 1 – число канатов наматываемых на барабан;
Выбираем канат ЛК-Р конструкции 6 х 19 + 1о.с. по ГОСТ 2688-80 с.9 табл. 1 [2]:
dк = 69 мм – диаметр каната маркировочная группа 1764 МПа
Fразр = 26 кН > 2565 кН – условие выполняется
5. Выбор крюка и расчет крюковой подвески
В соответствии с заданной грузоподъемностью 1т выбираем стальной крюк №6 тип А исполнение 1 по ГОСТ 6627-74 по табл.1 с.14 [2].
mкр = 09 кг – масса крюка;
Резьба для крепления М20.
Диаметр блока по дну ручья:
Где e = 22 - коэффициент значение которого зависит от типа крана и группы режима его работы с.25-26 табл. 8 [1].
Принимаем Dбл = 180 мм по ряду
R = (06..07)dк = (06..07)·69 = 414..483 = 5 мм с.29 [1];
h = (2..25)dк = (2..25)·69 = 138..1725 = 16 мм с.29 [1];
Выбираем размеры по табл. 4 с.9 [2];
Рис.2. Профиль ручья блока
5.3. Выбор подшипников крюковой подвески
Упорный подшипник выбираем по диаметру шейки крюка и по статической грузоподъемности из условия: C0a > FQ.
Диаметр шейки крюка равен 20 мм с.14 табл.1 [2] выбираем упорный шариковый подшипник 8104 по ГОСТ 7872-89. d = 20 мм D = 35 мм C0a = 224 кН > FQ = 981 кН
Подшипники для оси блока выбираем как по статической так и по динамической грузоподъемности. Используем методику расчета изложенную на с.113-117 [3].
Выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник 105 по ГОСТ 8338-75
d = 25 мм D = 47 мм Cr = 11200 Н С0r = 5600 Н;
Наибольшая нагрузка на подшипник блока полиспаста: Fп = 2Fma
Fп С0r следовательно подшипник проходит по статической грузоподъемности.
Т.к. подшипники работают при типовом режиме нагружения то находим эквивалентную нагрузку: Fr = KHE·Fma
Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка:
Где V – коэффициент вращения кольца при вращении наружного кольца относительно вектора радиальной силы V=12;
X Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок соответственно. Т.к. Осевые силы на подшипники оси блока не действуют то Fa = 0 следовательно: X = 1 Y = 0;
КБ – коэффициент динамичности нагрузки КБ = 13 с.29 [1];
КТ – температурный коэффициент КТ = 1 т.к. рабочая температура подшипника 100°C с.115 [3];
Pr 05Cr следовательно формула расчета ресурса справедлива с.117 [3].
Частота вращения наиболее быстроходного блока подвески крюка:
Скорректированный по уровню надежности и условиям применения расчетный ресурс:
Где a1 – коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от надежности принимаем a1 = 1 для 90% вероятности безотказной работы по табл. 7.7 с.117 [3];
a23 = 075 – коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от условий работы и свойств подшипника для обычных условий a23 = 075 с.117 [3];
k = 3 – порядок степени для шариковых подшипников с.117 [3];
Расчетный ресурс подшипников больше требуемого времени работы механизма
(tΣ = 2000 ч) следовательно выбранные подшипники подходят.
5.4. Расчет траверсы крюка
Рис. 3. Траверса крюка
d1 = 15 мм; L = 64 мм; B = 50 мм; H = 25 мм; d = 22 мм; D = 35 мм.
Моменты сопротивления изгибу:
В сечении а-а: (принимаем условно как если бы был только диаметр D что является худшим случаем т.е. есть запас)
Допускаемые напряжения для стали 45:
Где = 360 МПа – минимальный предел текучести стали 45 с.5 табл.1.1 [4];
S = 25 – коэффициент запаса с.30 [1].
Напряжения в сечении а-а:
Напряжения в сечении b-b:
Следовательно условие прочности для траверсы крюка выполняется.
5.5. Расчет оси блока
Fп = 5129 Н (см. расчет подшипников оси блока).
Наиболее опасные сечения расположены между центрами подшипников:
Момент сопротивления изгибу опасных сечений:
Ось изготавливаем как и траверсу из стали 45 следовательно допускаемые напряжения те же.
Напряжения в центральных сечениях:
Следовательно условие прочности оси блока выполняется.
5.6. Расчет щек подвески
Щека изготавливается из листовой стали Ст.3 толщиной = 8 мм.
Рис. 5. Щека крюковой подвески
Допускаемое напряжение смятия:
Где = 220 МПа – минимальный предел текучести стали Ст.3 с.5 табл.1.1 [4].
Среднее напряжение растяжения в сечении а-а:
Максимальное напряжение в отверстии щеки:
Где pср – среднее давление между цапфой траверсы и щекой:
Следовательно условие несминаемости выполняется.
6. Расчет канатного барабана
6.1. Расчет диаметра барабана
Диаметр барабана по дну канавки (определяем конструктивно по диметру статора электродвигателя):
Принимаем диаметр барабана по стандартному ряду чисел Ra20 Dбар = 180 мм.
6.2. Расчет длины барабана
Рис. 6. Размеры канатного барабана.
Длина барабана при одинарном полиспасте:
Где: – число рабочих витков с.26 [1];
Н = 45 м – высота подъема груза (дано);
р = (11 12)dк = (11..12)·69 = 759..828 мм принимаем p = 8 - шаг нарезки с.26 [1];
lкр = – длина части барабана на которой размещается крепление каната.
Принимаем длину барабана по стандартному ряду чисел Ra20 Lбар = 180 мм.
6.3. Расчет барабана на прочность
Толщина стенки барабана для чугуна (СЧ15):
Т.к. барабан короткий т.е. выполняется условие Lбар ≤ 3Dбар (190 540) то напряжениями изгиба и кручения в стенке барабана пренебрегаем и рассчитываем ее только на сжатие:
где допускаемые напряжения для чугуна СЧ15 с.27 [1]. Условие выполняется.
7 Расчет крепления конца каната
Будем использовать крепление свободного конца каната на барабане с помощью двух одновинтовых планок (рис.7).
Рис. 7. Схема крепления конца каната
Размеры накладок выбираем по диаметру каната в соответствии с табл.3 с.10 [2] (рис.8).
7.1. Расчет винтов для крепления планки
Сила натяжения каната перед прижимной планкой:
Где: е – основание натурального логарифма;
f = 016 – минимальный коэффициент трения между канатом и барабаном;
α1 = 3 – угол обхвата барабана запасными витками;
К – коэффициент динамических нагрузок:
Где: v – скорость подъема груза мс;
Рис.8. Планка. Ек = 12·1011 Па – модуль упругости стального каната;
Ак = 1805·10-6 м2 – площадь металлического поперечного сечения каната с.9 табл.1 [2];
αпр – коэффициент зависящий от типа двигателя; αпр = 1 для двигателей с короткозамкнутым ротором с.198 [6];
Сила затяжки одного винта:
Где: α = 73 – угол обхвата барабана витком каната от одной планки до другой (планки расположены под углом 60° (рис.7) согласно указаниям на с.200 [6];
– приведенный коэффициент трения между канатом и планкой для планки с полукруглыми канавками f1 = f = 016 с.198 [6];
Кроме растяжения винты испытывают также изгиб вызванный силами трения каната о поверхность прижимной планки. Эти силы равны:
Принимаем винт M8 со стандартным шагом P = 125 мм класса прочности 8.8. Суммарное напряжение в каждом винте:
Где: d1 = 6647 мм - внутренний диаметр винта с.78 табл. 7 [4];
– коэффициент учитывающий касательные напряжения в резьбе;
k = 15 – коэффициент запаса из условия несдвигаемости;
пл = 8мм – толщина планки;
– допустимое растягивающее напряжение при коэффициенте запаса прочности 25 с.95 [7];
Где т = 640 МПа – минимальный предел текучести с.15 табл. 3.2 [4].
Следовательно условие прочности винта выполняется.
8.1. Передаточное отношение привода
Частота вращения барабана:
Необходимое передаточное отношение редуктора:
8.2. Момент на тихоходном валу редуктора
Наибольший вращающий момент на тихоходном валу редуктора от веса груза:
Номинальный вращающий момент на выходном валу редуктора должен удовлетворять условию: ТН ≥ TНЕ где TНЕ – эквивалентный момент с.19 [1]:
Где - коэффициент долговечности с.19 [1];
– коэффициент эквивалентности с.5 табл.1 [1];
– число циклов нагружения наиболее нагруженного колеса за весь срок службы (в нашем случае – шестерни тихоходной ступени) с.19 [1];
– суммарное время работы механизма – по условию
uт = 5 – передаточное отношение тихоходной ступени с.20 [1];
NHG = 200·106 – базовое число циклов нагружения для контактных напряжений с.20 [1];
Т.к. коэффициент долговечности должен удовлетворять условию для непланетарных редукторов то принимаем KHG = 05 с.19 [1];
Будем использовать двухступенчатый соосный цилиндрический редуктор расчет которого был произведен с помощью компьютерной прогрммы (см. Приложение 1).
9. Уточнение скорости подъема и проверка загруженности двигателя
Фактическая скорость подъема:
Погрешность скорости подъема:
Передаточное отношение редуктора подходит т.к. погрешность менее 10%.
Значение КПД по сравнению с его предварительным расчетом не изменилось
Проверка по мощности:
Условие: выполняется следовательно двигатель подходит с.33 [1].
10.1. Расчет тормозного момента
Момент от груза на валу тормозного шкива с.31 [1]:
Где – КПД при обратном движении (движение механизма под действием груза при отключенном приводе) для зубчатого редуктора с.31 [1].
Требуемый тормозной момент:
где – коэффициент запаса торможения при установке одного стопорного тормоза с.31 табл.9 [1]
При группе режима работы 1М используют тормоза ТКТ ТКП или с гидротолкателем. Также в электроталях рекомендуется использовать колодочный или дисковый тормоз.
Будем использовать дисковый тормоз т.к. он более компактный чем колодочный.
10.2. Расчет тормоза
Расчет будем проводить для тормозного момента Тт = 17 Н·м.
Где f = 042 – коэффициент трения при работе всухую с.14 [1];
R – средний радиус поверхности трения:
Rн = 80 мм – наружный диаметр фрикционного диска принимаем конструктивно;
Rв = (04..08)Rн = (04..08)·80 = 32..64 мм с.14 [1]. Принимаем Rвн = 64 мм;
Условие Rн - Rв ≤ 60 мм; 80 – 64 = 16 мм условие выполняется;
Давление на рабочих поверхностях фрикционных обкладок:
Где [p] = 035 МПа – допускаемое давление с.11 табл. 4 [1].
Начальный суммарный осевой зазор между трущимися поверхностями:
нач = 03 + 011 = 04 мм с.15 [1].
Наибольший зазор: max =16·нач = 16·04 = 064 мм.
Работа одного кольцевого электромагнита:
10.3. Расчет пружины
Принимаем d = 4 мм пружину изготавливаем холодной навивкой из высокоуглеродистой стали марки У9А У12А без закалки (d ≤ 4мм) с. 13 [1].
Диаметр пружины принимаем Dпр = 26 мм;
Индекс пружины: c = Dпрd = 26 4 = 65 что соответствует рекомендации для индекса пружины дискового тормоза с.15 [1].
Коэффициент кривизны: ;
Напряжение кручения при использовании проволоки круглого сечения:
Где [] = 750 МПа – допускаемое напряжение кручения с.13 [1];
Осадка одного витка пружины под действием силы Fпр:
Где G = 8·104 МПа – модуль сдвига с.13 [1]
Шаг витков пружины:
Округляем шаг пружины до размера кратного 025 принимаем t = 85 мм.
Свободная длина пружины: Lсв = (1..3)Dпр = (1..3)·26 = (26..78) мм с.15 [1];
Число рабочих витков:
Округляем до целого числа и принимаем z = 8.
Свободная длина пружины:
Если отрегулировать тормоз на полный номинальный момент Tт то рабочая длина Lраб сжатой пружины будет равна:
При установке тормозного шкива на валу двигателя применяют шлицевую муфту для соединения двигателя с редуктором.
Муфту выбирают в соответствии с условиями:
Расчет шлицевого соединения
Диаметр концевого участка быстроходного вала принимаем по рекомендации на с.45 [3]:
Где ТБ = 67 Н·м – номинальный момент на быстроходном валу.
Из конструктивных соображений принимаем d = 20 мм. Назначаем соединение средней серии: D-6х16х20(H7h7)х4(D9js7)
Расчет ведем по напряжениям смятия:
Отсюда номинальный момент передаваемый муфтой:
Где – допустимые напряжения смятия с.62 табл. 6.1 [4];
– средний диаметр шлицев с.66 [4];
D = 20 мм – номинальный диаметр соединения;
d = 16 мм – внутренний диаметр;
z = 6 – число шлицев;
– высота рабочей поверхности шлица с.66 [4];
с = 03 мм – размер фаски; Все параметры шлицевого соединения взяты по ГОСТ 1139-80 табл.18 с.86 [4]
Момент передаваемый муфтой удовлетворяет условию.
12. Расчет соединений
12.1. Расчет шпоночного соединения колеса быстроходной ступени
Выполним расчет соединения колеса быстроходной ступени с промежуточным валом редуктора.
Диаметр участка промежуточного вала для посадки колеса принимаем по рекомендации на с.45 [3]:
Где ТПР = 464 Н·м – номинальный момент на промежуточном валу.
Из конструктивных соображений принимаем d = 25 мм.
Размеры шпоночного соединения для данного диаметра вала по ГОСТ 23360-78 (табл. 13 с.83 [4]):
b = 8 мм – ширина шпонки; Рис.9. Шпоночное соединение
h = 7 мм – высота шпонки;
t1 = 4 мм – глубина паза вала;
t2 = 33 мм – глубина паза ступицы;
k = 043h = 043·7 = 301 мм – глубина врезания шпонки в ступицу с.60 [4];
Длину шпонки принимаем l = 18 мм.
= 130 Мпа – допустимые напряжения смятия с.62 табл. 6.1 [4].
Следовательно шпоночное соединение удовлетворяет условию прочности.
12.2. Расчет шлицевого соединения колеса тихоходной ступени
Назначаем соединение легкой серии: D-8х52х58(H7h7)х10(D9js7).
Где Т = 49403 Н·м – наибольший момент на выходном валу редуктора;
– допустимые напряжения смятия с.62 табл. 6.1 [4];
D = 58 мм – номинальный диаметр соединения;
d = 52 мм – внутренний диаметр;
z = 8 – число шлицев;
с = 05 мм – размер фаски; Все параметры шлицевого соединения взяты по ГОСТ 1139-80 табл.18 с.86 [4];
Следовательно шлицевое соединение удовлетворяет условию прочности.
12.3. Расчет винтового соединения барабана
Обод барабана крепим с помощью шести винтов М8 длиной 14 мм и класса прочности 8.8.
Стык нагружен изгибающим моментом равным по величине наибольшему вращающему моменту на тихоходном валу редуктора от веса груза: Т = 49403 Н·м.
Определим необходимую силу затяжки из условия несдвигаемости
Сдвигающая сила от веса воспринимается бортиками следовательно она не учитывается.
Сдвигающая сила от момента:
Где D = 174 мм – диаметр центров винтов.
Требуемая сила затяжки:
Где k = 15 - коэффициент запаса по несдигаемости с.18 [4]
f = 02 – коэффициент трения в стыке с.18 табл. 3.3 [4];
Требуемый внутренний диаметр винта:
Где Fр = 13Fзат = 13·70988 = 9228 Н – расчетная нагрузка на винт;
– допустимые растягивающие напряжения при коэффициенте запаса Sт = 15 (с.25 [4]).
Для выбранных винтов M8 с шагом P = 125 мм:
Следовательно выбранные винты удовлетворяют условию прочности.
13. Расчет подшипниковых узлов
13.1. Расчет подшипников опор валов
Для унификации все подшипники опор валов кроме одного принимаем одинаковыми и используем шариковые радиальные однорядные подшипнии 204 по ГОСТ 8338-75
d = 20 мм; D = 47 мм; Cr = 12700 Н; C0r = 6200 Н.
Расчет будем проводить для самого нагруженного подшипника. Им является один из двух подшипников промежуточного вала редуктора.
Нахождение реакций опор
Рис.10. Расчетная схема нагружения промежуточного вала.
По результатам расчета редуктора с помощью программы (см. приложение) получаем следующие силы зацепления:
Ft1 = 5896 Н; FR1 = 2146 H; Ft2 = 32502 H; FR2 = 1183 H.
Из принятой конструкции редуктора: l = 95 мм.
Горизонтальная реакция во второй опоре:
Вертикальная реакция во второй опоре:
Горизонтальная реакция в первой опоре:
Вертикальная реакция в первой опоре:
Т.к. обе составляющие реакции во второй опоре больше то полная реакция во второй опоре однозначно больше:
Расчет подшипника на ресурс
Где V –коэффициент вращения кольца при вращении внутреннего кольца относительно вектора радиальной силы V = 1 с.115 [3];
X Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок соответственно. Т.к. осевые силы не действуют то Fa = 0 и X = 1 Y = 0;
КБ = 13 – коэффициент динамичности нагрузки с.116 табл. 7.6 [3];
Pr 05Cr следовательно формула для расчета ресурса справедлива с.117 [3];
Частота вращения промежуточного вала:
Где d1 = 225 мм – делительный диметр шестерни быстроходной ступени;
d2 = 1575 мм – делительный диаметр колеса быстроходной ступени;
nБ = nн = 1335 мин-1 – частота вращения быстроходного вала;
Размеры взяты из расчета программы (см. приложение).
Расчетный ресурс подшипников больше требуемого времени работы механизма
Отличающийся подшипник в правой опоре вала двигателя (шариковый радиальный однорядный 80106 по ГОСТ 7242-81) имеет больший размер и грузоподъемность а нагружен меньше рассчитанного следовательно он также пройдет по ресурсу.
13.2. Расчет подшипников опор барабана
Используем шариковые радиальные однорядные подшипники 80112 по ГОСТ 7242-81
d = 60 мм; D = 95 мм; Cr = 29600 Н; C0r = 18300 Н.
Т.к. на барабан наматывается одна ветвь каната то реакции в опорах определяем в крайних положениях каната.
Рис.11. Схема нагружения подшипниковых опор барабана
Нагрузка на левый подшипник (при крайнем левом положении каната):
Нагрузка на правый подшипник (при крайнем правом положении каната):
Рассчитывать будем левый подшипник т.к. он сильнее нагружен.
Эквивалентная радиальная нагрузка (с учетом веса барабана со встроенным двигателем):
Где mбар = 15 кг – масса барабана (вычислена с помощью САПР CATIA);