4 страница. где Кд – коэффициент долговечности, равный для режимных групп 1М

, (Нм)

где К_д – коэффициент долговечности, равный для режимных групп 1М, 2М, 3М-0,45, 4М -0,49, 5М -0,54, 6М -0,68;

М_ст.б – статический крутящий момент на валу барабана при подъёме номинального груза

, (Нм)

С – число ветвей каната, навиваемых на барабан одновременно; С=1 при одинарном полиспасте и С=2 при сдвоенном полиспасте.

- КПД барабан, значение которого дано в разд. 5.5.9.

Передаточное число выбранного редуктора не должно отличаться от расчётного передаточного числа механизма i_м более чем на

,

где n_д и n_б соответственно частота вращения валов электродвигателя и барабанов, об/мин

,

где V в м/мин, Д_б в м

Частота вращения электродвигателя определена в разд. 5.5.9., а группа режима работы указана в задании на курсовой проект.

Дополнительно к редуктору, как уже говорилось, может устанавливаться открытая зубчатая передача. Это бывает у кранов большой грузоподъемности, для которых не удается подобрать редуктор, а также по соображениям компоновки механизма. Так при использовании редуктора, валы которого расположены по одну его сторону, необходимо, чтобы межосевое расстояние редуктора А_р было бы достаточным для размещения барабана, электродвигателя и тормоза, т.е. выполнялось бы условие

,

где в – габаритный размер электродвигателя с соединительной муфтой и тормозом;

- расстояние необходимое для удобства монтажа и обеспечивающее достаточный зазор между выступающими частями сопрягаемых узлов.

Но если это условие оказывается невыполненным, то выручает открытая зубчатая передача, способная к тому же выдерживать повышенные нагрузки.

5.5.11 Выбор соединительных муфт

В грузоподъемных, как и в других крановых механизмах, применяют соединительные муфты, которые благодаря своей конструкции способны компенсировать смещения и перекосы геометрических осей соединяемых узлов, возникающие как в процессе изготовления и сборки, так и в результате деформаций деталей или относительных колебаний узлов. Это зубчатые муфты (ГОСТ 5006-83), упругие втулочно-пальцевые (ГОСТ 21424-75) и упругие с торообразной оболочкой (ГОСТ 20884-82).

Зубчатые муфты (рис. 5. 13.) отличаются высокой несущей способностью и поэтому устанавливаются на более нагруженных тихоходных валах механизмов. Они нормально работают при угловых смещениях валов до 1,5° и осевых смещениях до 2 мм, обеспечивая передачу крутящих моментов до 63000 Нм. При необходимости компенсации радиальных смещений вместо одной зубчатой муфты ставят две с промежуточным, так называемым «плавающим» валом.

Рис.5.13. Муфта зубчатая

Упругие втулочно-пальцевые муфты (рис.5.14) эффективно снижают динамические нагрузки ударного характера и гасят крутильные колебания валов, поэтому их ставят преимущественно на быстроходных валах механизмов.

Рис. 5.14. Муфта упругая втулочно-пальцевая

Они изготавливаются заводами для передачи крутящих моментов от 6,3 до 16000 Нм при угловых смещениях 1,5°, осевых смещениях 2 мм и радиальных смещениях 0,6 мм.

Муфты упругие с торообразной оболочкой (рис. 5.15) обладают хорошими компенсирующими и демпфирующими свойствами, но имеют при этом относительно большие габариты. Диапазон паспортных значений передаваемых моментов 20-40000 Нм, угловое смещение до 1,5°, осевое смещение до 11 мм, радиальное смещение до 5 мм.

Рис.5.15. Муфта упругая с торообразной оболочкой

Типоразмер муфты подбирают по величине максимального момента М_макс, который она будет передавать в механизме, и по значению коэффициента запаса прочности К.

Максимальный момент от внешней нагрузки на тихоходном валу грузоподъемного механизма равен

, (Нм)

а на быстроходном валу

, (Нм)

Коэффициент запаса прочности муфты подсчитывают по формуле

К₁– коэффициент, учитывающий степень ответственности передачи (табл. 5.6)

К₂ – коэффициент, учитывающий условия работы муфты (табл. 5.7)

К₃ – коэффициент углового смещения, принимаемый при выборе зубчатой муфты по табл. 5.8, а для муфт другого типа равный К₃=1.

Считается, что муфта выбрана правильно, если при этом выполнено условие

,

где М_n - паспортное значение наибольшего момента передаваемого муфтой (прил. 5)

Таблица 5.6

Значение коэффициента К₁

Механизм	Коэффициент ответственности передачи
Подъёма Передвижения	1,3-1,5 1,1

Таблица 5.7

Значение коэффициента К₂

Механизм	Коэффициент условий работы
1М-3М	4М-5М	6М
Подъёма Передвижения	1,3 1,1	1,4 1,2	1,5 1,3

Таблица 5.8

Значение коэффициента К₃

Угол перекоса вала, градус	Коэффициент углового смещения
0,25 0,5 1,0 1,5	1,25 1,5 1,75

5.5.12 Выбор тормоза

Тормоза предназначены для надёжного удержания поднятого груза и подразделяются по своей конструкции на три вида: колодочные, ленточные и дисковые. Действие крановых тормозов основано на использовании сил трения, возникающих при прижатии к вращающемуся тормозному шкиву или диску тормозящих элементов: колодок, ленты, другого диска и т.п.

В колодочных тормозах, которые устанавливаются на мостовые, козловые и башенные краны, тормозные колодки прижимаются к шкиву усилием предварительно сжатой пружины, а отводятся от шкива при растормаживании специальным устройством, в качестве которого применяют электромагниты, электрогидротолкатели, электромеханические толкатели и др. В ленточных и дисковых тормозах торможение осуществляется за счет охвата тормозной лентой шкива или прижатием вращающегося диска к другому неподвижному усилием направленным вдоль оси дисков.

Эффективная работа крановых тормозов достигается благодаря применению специальных фрикционных материалов, обладающих высоким и стабильным значением коэффициента трения, термостойкостью и достаточной механической прочностью. К ним относятся асбополимерные материалы, пластмассы, металлокерамика и др. Самый высокий коэффициент трения 0,42-0,48 имеют вальцованные эластичные ленты ЭМ-1, в состав которых входят асбестовое волокно в сочетании с каучуком, металлическим порошком и связующими смолами. Несколько ниже коэффициент у тканой асбестовой ленты, а также у пластических материалов типа КФ-3. Для сравнения укажем значение коэффициента трения чугунных или бронзовых колодок, которые также применяются в некоторых типах тормозов. У этих материалов коэффициент трения не превышает , но они имеют свои преимущества - допускают более чем двукратное увеличение давления колодки на тормозной шкив. В тяжело нагруженных тормозах в последнее время получают все большее распространение спеченные порошковые материалы на железной и медной основе, называемые в литературе металлокерамикой. Коэффициент трения металлокерамических тормозных колодок находится в пределах . Главным же их достоинством является способность выдерживать высокие контактные нагрузки. Так в масляной ванне дисковых тормозов они надежно работают с давлением до 2,5 мПа, что для других фрикционных материалов не допустимо.

Наибольшее применение в грузоподъемных машинах получили стопорные нормально замкнутые автоматические колодочные тормоза. При отключенном электропитании такой тормоз всегда находится в замкнутом состоянии. Если же механизм работает, то на это время тормоз размыкается, но вновь автоматически замыкается при отключении электродвигателя от сети. В прил. 6 приведены характеристики колодочных тормозов: номинальный тормозной момент, диаметр тормозного шкива и наибольший габаритный размер, представляющий интерес на этапе компонования грузоподъемного механизма.

Колодочные тормоза серий ТКТ с электромагнитным толкателем переменного тока и серий ТКП с толкателем постоянного тока просты по конструкции и достаточно компакты. Но срабатывают они в момент торможения резко, динамические нагрузки от соударения колодок со шкивом в 2-3 раза превышают статические силы, что приводит к относительно быстрому изнашиванию деталей тормоза.

Гораздо мягче срабатывают тормоза серии ТКГ с электрогидравлическим толкателем или тормоза с центробежным электромеханическим толкателем, поэтому они дольше служат и выдерживают практически неограниченное число включений. Наряду с колодочными на крановые механизмы стали устанавливать и дисково-колодочные тормоза, у которых за счет лучшего теплоотвода удается реализовать повышенные тормозные моменты. К примеру дисково-колодочные тормоза фирмы Krupp с тормозными дисками диаметром 800 и 1000 мм развивают тормозной момент соответственно 20000 и 26000 Нм.

Подбирая для грузоподъемного механизма колодочный тормоз в первую очередь рассчитывают тормозной момент

, (Нм)

где К_Т – коэффициент запаса торможения, назначаемый в зависимости от режимной группы (табл. 5.9)

М_СТ.Т – статический момент сопротивления при торможении, создаваемый весом номинального груза на том валу, где установлен тормоз.

Если тормоз установлен на быстроходном валу, как чаще всего это делается, то

; (Нм)

Типоразмер тормоза подбирают таким образом, чтобы выполнялось условие

,

где М_Т.Н – номинальный тормозной момент для соответствующей режимной группы (прил. 6)

Тормоза серии ТКТ применяют на кранах относительно малой грузоподъемности, а серий ТКП на кранах повышенной грузоподъемности. Для режимных групп 4М, 5М, 6М рекомендуется применять тормоза с электрогидравлическим или электромеханическим толкателями.

Ленточные тормоза в краностроении пока широкого распространения не получили. Несмотря на то, что они способны развивать большие тормозные моменты, сказывается ряд их недостат­ков:

- низкая эксплуатационная надежность (обрыв стальной ленты приводит к аварии);

- неравномерный износ тормозной ленты по дуге охвата и нежелательные изгибающие усилия тормозного вала вследствие неуравновешенности прикладываемых к шкиву нагрузок.

Но в ответственных случаях ленточные тормоза применяют и ставят их чаще на тихоходном валу. Эти тормоза способны создавать тормозной момент до 3000000Нм. Установка же их на валу грузового барабана повышает безопасность эксплуатации грузоподъёмного крана.

Таблица 5.9

Группа режима работы	1М 2М 3М	4М	5М	6М
Коэффициент КТ	1,5	1,75	2,0	2,5

Дисковые тормоза относятся к разряду тормозов с осевым нажатием. Такие тормоза отличаются малыми габаритами и поэтому их используют в компактных грузоподъемных устройствах, например, в электрических талях. Но дисковые тормоза по сравнению с колодочными и ленточными скорее перегреваются из-за ухудшения условий теплоотвода с поверхностей трения. Перегрев же опасен тем, что при достижении некоторой критической температуры t_кp резко падают фрикционные свойства тормозных накладок и тормоз прекращает выполнять свои функции. У тормозной вальцованной ленты t_кp=220°C. В этом отношении очень хороши металлокерамические фрикционные материалы, сохраняющие свои качества при температуре до 1000 ⁰С.

Отличительная особенность дисковых тормозов состоит в том, что они могут нормально работать даже в масляной ванне. Масло, применяемое для отвода избыточного тепла, уменьшает значение коэффициента трения, но тормозной момент при этом остается на высоком уровне за счет повышенного усилия прижатия дисков. И в этом случае проявляются преимущества металлокерамических материалов, допускающих в три раза большее давление по сравнению с другими фрикционными материалами.

Хороший теплоотвод обеспечивается и в дисково-колодочных тормозах серий ТДК (прил. 6), у которых площадь колодок не превышает 10% площади диска. Остальные 90% поверхности тормозного диска свободно омываются окружающим воздухом, в результате отвод тепла увеличивается в 2 4 раза по сравнению с колодочными тормозами, дольше и надежнее работают все детали тормоза.

Особым видом дисковых тормозов являются так называемые грузоупорные, в которых усилие замыкающее тормоз создается силой тяжести поднимаемого груза, а тормозной момент пропорционален его массе. Применяют грузоупорные тормоза в подъемных лебедках и в электрических талях. Принцип работы тормоза следующий. На валу 1 (рис.5.16), который передает через шестерню 5 вращение от двигателя к барабану закреплены два диска: один (2) на шпонке, а другой (4) на резьбе вала с крупным шагом нарезки. Между дисками расположен свободно посаженный на валу храповик 6, который не препятствует подъему груза. Однако, с прекращением подъема груза вал 1 начинает вращение в обратную сторону, диск 4 смещается по резьбе влево в сторону храповика и прижимает его к другому диску. Храповик в свою очередь удерживаемый от обратного вращения собачкой 7, оказывается зажатым между дисками и препятствует опусканию подвешенного груза. Тормозной момент создается силами трения, действующими по поверхностям соприкосновения дисков с храповиком. После включения электродвигателя на опускание груза диск 4 вместе с шестерней 5 переместится по резьбе вала 3 вправо, давление на храповик ослабнет и он прекратит препятствовать опусканию груза.

Наряду с рассмотренными видами стопорных тормозов в грузоподъемных механизмах применяют спускные тормоза, не останавливающие механизм, а ограничивающие скорость движения груза вниз в определенных пределах. К ним относятся центробежные тормоза, замыкаемые силой инерции вращающихся тормозных грузов, вихревые тормоза, использующие для создания тормозного момента вихревые токи, наводимые в роторе тормоза магнитным потоком, электромагнитные порошковые тормоза, использующие для торможения сопротивление сдвигу намагниченных частиц порошка. Вихревые тормоза, или, иначе, тормозные генераторы часто устанавливают в грузоподъемных механизмах башенных кранов для того, чтобы обеспечить низкие «посадочные» скорости движения груза.

К разряду простейших тормозных устройств относятся остановы, которые исключают возможность самопроизвольного опускания груза, но не препятствуют его подъему. Остановы подразделяются на храповые и роликовые. Они устанавливаются на быстроходном валу механизма, где малы крутящие моменты. Храповой останов состоит из храпового колеса, вращающегося вместе с валом механизма, и собачки, закрепленной неподвижно. Собачка входит в зацепление с зубьями храпового колеса и удерживает механизм от вращения в направлении опускания груза. Для того, чтобы груз начал опускаться собачка 7 (рис 5.16) выводится поворотом из зацепления с храповым колесом.

Puc. 5.16. Схема грузоупорного тормоза

Несколько сложнее устроен роликовый останов (рис. 5.17). Он состоит из корпуса 1, втулки 2 и заложенных в клиновые пазы роликов 3. Корпус останова неподвижно зафиксирован, а втулка свободно вращаясь при подъеме груза против часовой стрелки увлекает ролики силой трения в широкую часть

Рис. 5.17. Схема роликового останова

клиновых пазов, располагаясь в котором ролики не препятствуют работе механизма. Перемена направления вращения втулки 2 приводит к перемещению роликов в узкую часть клиновых пазов, где они, расклиниваясь, останавливают втулку и механизм в целом. Груз будет удерживаться на весу до тех пор, пока вновь не возобновится движение механизма в направлении подъема.

5.5.13. Динамические расчеты грузоподъемного механизма

5.5.13.1. Проверка электродвигателя на время его разгона

Двигатель должен разгонять механизм за достаточно короткий промежуток времени, иначе будет низкой производительность крана. Но и слишком быстрый разгон не желателен, так как он будет сопровождаться значительными ускорениями и динамическими нагрузками, приводящими к раскачиванию груза, некомфортным условиям работы крановщика, к снижению сроков службы элементов крана.

Оптимальным временем разгона элеклродвигателя с короткозамкнутым ротором, не оборудованного системой тиристорного регулирования частоты вращения, считают с. Если же механизм приводится электродвигателем с фазным ротором, запуск которого осуществляется ступенчато с помощью контролёра, то время разгона принимают равным:

1-3 с при грузоподъёмности до 20т

3-6 с при грузоподъёмности до 40т

6-8 с при грузоподъёмности до 80т

8-10 с при грузоподъёмности до 200т

Обычно проверяют электродвигатель на время его разгона в случае движения груза вверх, так как режим опускания груза в динамическим отношении менее опасен, чем другие режимы. Для упрощения расчетов принимают, что разгон системы «механизм-груз» происходит под действием постоянного по величине среднепускового момента двигателя. Такой подход дает возможность рассчитывать время разгона по формуле

(с)

где GD_пр - приведённый к быстроходному валу маховой момент механизма и груза, равный в свою очередь

(Н ×м²)

где К=1,25 – коэффициент, учитывающий массы, вращающиеся на отдалённых от электродвигателя валах механизма;

- маховой момент ротора электродвигателя (Н×м²), указанный в прил.3.

- маховой момент муфты, соединяющей вал электродвигателя с редуктором (Н×м²), значения которого приведены в прил. 5. При подборе электродвигателя из других источников там может быть указан не маховой момент ротора, а его момент инерции I_р. Для пересчёта применяют формулу ;

G - вес поднимаемого груза вместе с грузозахватом (Н);

V_гр - заданная скорость подъёма груза (м/мин);

n_д – частота вращения выбранного электродвигателя (об/мин);

М_изб – избыточный момент, создаваемый электродвигателем и затрачиваемый на преодоление инерции покоя масс механизма и груза (Н·м)

,

- среднепусковой момент двигателя, равный для короткозамкнутого двигателя

(Н·м)

- максимальный вращающий момент электродвигателя, значение которого указано в прил.3.

У электродвигателя с фазным ротором

(Н·м)

где (Н·м)

, - номинальная мощность в кВт и частота вращения выбранного электродвигателя в об/мин;

- приведённый к валу электродвигателя статический момент, расчёт которого указан в разд. 5.5.11.

Применяя указанные формулы, можно достаточно просто рассчитать время разгона электродвигателя с короткозамкнутым ротором. Для электродвигателя с фазным ротором этот расчет является более сложным, т.к. его разгон осуществляется ступенчато с более плавным выходом на номинальную частоту вращения. В этих условиях расчет t_p для электродвигателя с фазным ротором не актуален и его можно не проводить.

Определив время разгона электродвигателя с короткозамкнутым ротором, следует проверить не превышает ли среднее ускорение от разгона допускаемое ускорение (табл. 5.10) Среднее ускорение, действующее при разгоне равно

(м/с²)

Если условие не выполнено, что возможно при излишне быстром разгоне электродвигателя, то следует подобрать другой электродвигатель с уменьшенной мощностью и повторить те расчеты, на которых отразится эта замена.

Таблица 5.10

Грузоподъёмные механизмы	Допускаемые ускорения jД, м/с^2
Монтажные мостовые и башенные краны   Краны, предназначенные для обслуживания механосборочных цехов, складов (козловые, стре- ловые, консольные, мостовые)   Перегрузочные грейферные стреловые краны	0,1   0,2   0,8

5.5.13.2. Определение коэффициента пусковой перегрузки электродвигателя

Как и время разгона t_p, этот параметр работы электродвигателя рассчитывают только для электродвигателей с короткозамкнутым ротором. Коэффициент пусковой перегрузки φ определяют как отношение момента сопротивления на валу электродвигателя в период его разгона М_пуск к номинальному моменту электродвигателя М_н (разд. 5.5.13.1)

(Н·м)

Расчет коэффициента пусковой перегрузки покажет, что электродвигатель к механизму подобран правильно при выполнении следующего условия

,

- предельно допустимое значение коэффициента пусковой перегрузки, указываемое обычно в справочниках по электродвигателям. Этот коэффициент можно также рассчитать по формуле

,

- максимальный момент, который способен развить электродвигатель в переходных пусковых процессах; его значения указаны в прил.3.

В эти формулы подставляют фактическое расчётное значение t_р из предыдущего раздела и паспортные величины частоты вращения и мощности выбранного электродвигателя

5.5.13.3 Проверка времени торможения механизма

Продолжительность срабатывания тормоза проверяют при движении груза вниз, когда силы инерции препятствуют торможению процесс в динамическом отношении оказывается более сложным, чем при подъёме груза. Время торможения рассчитывают по формуле

(с),

где М_Т.Н и М_СТ.Т - номинальный тормозной момент выбранного тормоза и статический момент сопротивления при торможении, значения которых получены в разд. 5.5.12.

Среднее замедление при торможении составляет

(м/с²)

Оно не должно превышать допускаемое ускорение (табл. 5.10). Но если процесс торможения окажется растянутым во времени, то следует заменить тормоз на другой с увеличенным тормозным моментом.

5.6. Крановые механизмы передвижения

Механизмы передвижения предназначены для перемещения груза в горизонтальной плоскости. По схеме исполнения они бывают двух типов: с приводными колесами или с канатной тягой. Механизм с приводными колесами широко применяется на мостовых, козловых и башенных кранах, а с канатной тягой - гораздо реже и преимущественно для привода грузовой тележки козлового крана или грузовой каретки башенного крана с балочной стрелой.

Механизмы с приводными колесами могут иметь центральный или раздельный привод. На большинстве грузоподъемных кранов устанавливают механизмы с раздельным приводом. Но на мостовых кранах с пролетом менее 16 м оказывается экономически целесообразным применять центральный привод, соединяя его с приводными колесами длинными трансмиссионными валами.

Расчет кранового механизма передвижения независимо от схемы его исполнения включает в себя следующие этапы: определение сопротивлений передвижению и мощности приводного электродвигателя, передаточного числа механизма, параметров редуктора, тормоза и соединительных муфт, проверку запаса сцепления колес с рельсами. Расчет начинают с выбора размеров ходовых колес, в качестве которых применяют цельнокатанные или штампованные стальные колеса, изготовленные из стали марки 65Г. Поверхности катания крановых колес, подверженные интенсивному износу, дополнительно упрочняются.

По конструкции крановые колеса подразделяются на двухребордные, одноребордные и безребордные. Реборды, направляя движение колес по рельсам и предотвращая их сходы, воспринимают на себя горизонтальные поперечные силы, неизбежно возникающие в процессе передвижения крана или тележки. Скольжение реборд по рельсам увеличивает сопротивление передвижению, а колеса изнашиваются и становятся непригодными к дальнейшей эксплуатации. Особенно это явление заметно в крановых колесах с цилиндрической поверхностью катания, способствующей перекосам крана. Поэтому для снижения перекосных нагрузок применяют ходовые колеса с конической поверхностью катания, установленные так, чтобы большие основания конусов были обращены внутрь колеи подкранового пути. При таком расположении колес автоматически устраняются перекосы крана, так как у колеса отставшей стороны диаметр круга катания, а значит и скорость качению по рельсу, увеличивается, а у колеса забежавшей стороны - уменьшается.

Максимальное вертикальное усилие, приходящееся на одно ходовое колесо крана (тележки) подсчитывается по формуле

Дата добавления: 2015-08-26