книги / Расчеты металлургических кранов
..pdfПо методике среднепусковых коэффициентов время пуска
что в 1,75 раза больше подсчитанной выше величины.
РАСЧЕТ ТОРМОЗНОГО РЕЖИМА И ВЫБОР ТОРМОЗА ПОДЪЕМНОГО МЕХАНИЗМА
Главным назначением тормоза в механизме подъема любой грузоподъемной машины является, как известно, надежное удер жание груза на весу сколь угодно длительное время. Степень надежности характеризуется коэффициентом запаса торможения kr величина которого регламентируется Правилами Госгортехнад зора [30]. В зависимости от рода привода и режима работы /ет, колеблется в пределах 1,5—2,5. Большое число механизмов ме таллургических кранов имеет сдвоенный привод с двумя тормо зами в каждом. Для этого случая Правила Госгортехнадзора предусматривают возможность удержания груза на весу одним тормозом из общего числа четырех с обеспечением минимального коэффициента запаса торможения 1,1 каждым тормозом. Если же работают все четыре тормоза, то общий kr достигает величины 4,4, что может вызвать вредное явление — силовое размыкание подъемных канатов (так называемый подскок груза) в быстроход ных механизмах (грейферные, магнитные, кабельные и др. краны). В связи с этим возникает необходимость регулировочных работ, так как излишне большой избыток тормозного момента вреден.
В тех случаях, когда от механизма подъема требуется точная остановка груза (монтажные, литейные и др. краны), появляется необходимость определения пути торможения груза и времени срабатывания тормоза, затрачиваемого главным образом на вы борку зазора между колодками и шкивом. Особенно большое зна чение этот вопрос имеет для механизмов, имеющих тормоза с ги дротолкателями (ТКГ, ТТ), так как у этих тормозов время сра батывания сопоставимо с временем торможения [16].
Расчеты времени срабатывания тормоза при замыкании в конце опускания груза даже в тихоходных подъемных механизмах пока зывают существенное увеличение скорости перед началом тормо жения, а также рост времени и пути торможения, чем, разумеется, пренебрегать нельзя.
Вопрос об установке датчика конечного выключателя с уче том времени срабатывания для исключения вредного и опасного явления переподъема изложен в статье [16].
ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТИ ДВИГАТЕЛЯ МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ
Механизмы передвижения металлургических кранов, как пра вило, быстроходные и интенсивно разгоняются. Поэтому обычная методика выбора двигателя по мощности установившегося дви-
120
жения, часто применяемая в кранах общего назначения, с после дующей проверкой интенсивности разгона здесь не рациональна.
При жесткой подвеске груза потребная мощность двигателя может быть предварительно выбрана по формуле [21 ]
|
AT |
(Q + G) v ( , |
v \ |
|
|
|
-щ г. ) квт’ |
где G — вес |
крана |
в кгс; |
|
v — скорость передвижения крана в м/мин; |
|||
фср-п — среднепусковая кратность |
перегрузки двигателя; |
||
г\ — к. |
п. д. |
механизмов; |
сопротивлений передвижению* |
w — коэффициент статических |
(в данной формуле — безразмерная величина);
у— коэффициент, представляющий собой отношение пол ного'махового момента к маховому моменту поступательна движущихся частей;
бр (GD2), t-n .
7 = 1 |
(Q + G)D9- .k ’ |
|
здесь Dx к — диаметр ходовых колес.
При предварительных расчетах можно принимать у = 1,2-5-
-1,4 .
Полученная выше номинальная мощность должна быть больше или равна статической мощности
NСТ |
(Q + |
G) wu |
КВТ. |
|
61^0г) |
||||
|
|
Пуск механизма передвижения с гибкой подвеской груза со провождается довольно интенсивным раскачиванием последнего [29]. Это создает дополнительные динамические сопротивления передвижению, которые рекомендуется учитывать при предва рительном выборе двигателя формулой
дг |
_ (Q + G)u |
[■» + ^ ( т + |
Q + G )] квт, |
||
н |
б120фср. пЛ |
||||
где ар— средняя величина |
ускорения |
при |
разгоне в м/сек2. |
||
Так как |
собственный |
вес |
тележки |
меньше |
веса крана, учет |
гибкости подвески груза имеет большее значение для механизмов передвижения тележек, чем для механизмов передвижения кранов.
Заметим, что в быстроходных и интенсивно разгоняющихся механизмах передвижения-при предварительном выборе двигате лей превалирующее значение имеют динамические составляющие,, поэтому точность определения статических сопротивлений в дан ном случае большой роли не играет. В зависимости от типа ходо вой части крана и главным образом диаметра ходовых колес коэф фициент сопротивления w передвижению можно принимать в пре делах 0,007—0,01.
121
Проверка двигателей механизма передвижения на пуск и на грев производится по методике, изложенной выше для механизма подъема.
В особых условиях находится механизм передвижения на польно-завалочной машины. Специфика его работы заключается в том, что он используется для передвижения состава тележек с мульдами вдоль фронта мартеновских печей, при этом иногда — по путям с закруглениями. Сила сопротивления состава с тележ ками
We = GCWC0-f Gc ^ A . = Gcwc кгс,
_______ m z |
|
— |
|
|
|
||
-Н |
N- |
" |
Г- -п |
L- |
|
L -Г |
|
|
У |
I1 |
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|
, С“1 |
■ |
г- |
|
L. |
|
L d— |
И |
ь |
|
Рис. 38. Схема действия гори зонтальных нагрузок в на польно-завалочной машине
где Gc — вес состава тележек с муль дами в кгс;
wc0 = 0,0098 — коэффициент сопро тивления движению состава [14];
R — радиус закругления пути в м; /х — длина криволинейного пути
в м; /с — длина состава тележек с муль
дами в м.
При перемещении состава к концу хобота машины прикладывается сила Wc (рис. 38), которая вызывает реак тивные силы Н в ребордах диагонально расположенных колес машины. Эти силы вызывают, в свою очередь, до полнительную составляющую сопро тивления
|
Wp = 2 |
Wca |
|
|
b 11 КГС, |
||
где |
/i = 0,15— коэффициент |
трения |
скольжения реборд по |
|
рельсу. |
|
|
|
Полное сопротивление движению напольно-завалочной ма |
||
шины |
|
|
|
|
W n = W M + |
W c + W p КГС, |
|
где |
WM— полная сила сопротивления |
передвижению собственно |
|
|
завалочной машины. |
|
|
|
Скорость передвижения состава тележек ъсдолжна быть меньше |
скорости передвижения самой машины vMне более, чем на 20% vc - 0,8
Потребная мощность двигателей механизма передвижения ма шины
6120т] КВТ.
122
Специфическими особенностями расчета механизма передвиже ния тележки напольно-завалочной машины являются:
а) различие коэффициентов сопротивления передвижению пе редних и задних колес, поскольку передние колеса имеют кони
ческие ободья катания, а |
задние — цилиндрические; |
б) возможность трения |
скользящих опор рамы о боковые на |
правляющие при передвижении тележки, что вызывает дополни тельную составляющую силы сопротивления движению;
в) возможность воздействия на механизм передвижения те лежки еще одной составляющей W' общей силы сопротивления
вслучае, когда груженой мульдой воздействуют на загруженную
впечь шихту (например, для разравнивания ее поверхности); при этом учитывается что W’ возбуждается неполным (40—50%- ным) весом груженой мульды при коэффициенте сопротивления 0,3.
ЗАПАС СЦЕПЛЕНИЯ ВЕДУЩИХ ХОДОВЫХ КОЛЕС С РЕЛЬСАМИ ПРИ ТРОГАНИИ С МЕСТА
В правильно спроектированном механизме передвижения с рельсо-колесной тягой трогание с места не должно сопровож даться вредным явлением нарушения сцепления ведущих ходовых колес с рельсами (пробуксовка). Ввиду этого необходимо обеспе чивать запас сцепления в механизме в соответствии с формулой
^ |
бец. п/сц — |
|
^ |
|
С1* * |
'Фтах^н11! |
’ |
’ |
|
где бсц я — сцепной вес в порожнем состоянии |
(давление только |
|||
ведущих ходовых колес); |
(коэффициент трения по |
|||
Д.ц — коэффициент |
сцепления |
|||
коя) ведущих ходовых колес с рельсами; при хорошем |
||||
состоянии подкрановых |
путей |
(отсутствие сырости |
||
и смазки) в крытом помещении |
/сц = 0,15-т-0,2; при |
|||
искусственном повышении сцепления (применение пе |
сочниц в напольных кранах и машинах, создание мощ ного магнитного поля в зоне контакта ведущих колес и рельсов) /сц увеличивается в 2—3 раза;
М и— номинальный |
крутящий |
момент электродвигателя; |
|
|
Ми = 975 ПН кгс • м; |
||
здесь N„ — номинальная |
мощность |
электродвигателя при |
|
ПВ25% |
в квт; |
|
двигателя в об/мин. |
п„ — скорость |
вращения вала |
Приведенная формула определения запаса сцепления не учи тывает потерь наибольшего пускового момента двигателя на преодоление инерции вращающихся частей и на трение в подшип никах ведущих ходовых колес (более подробно — см. работу [171).
123
Если пуск механизма сопровождается проталкиванием состава с мульдами (напольно-завалочная машина), необходимо опреде лить допускаемую величину ускорения по условиям сцепления. Предположим, что: 1) машины и состав движутся как одно целое с ускорением ап, 2) коэффициенты сцепления между рельсом и ободом катания колес, с одной стороны, внутренней поверхностью реборд и головкой рельс, с другой, одинаковы. Тогда допустимое ускорение при трогании с места будет определяться расчетной формулой
Ои (feu. ^Ссц. п^м) “f" ОсИ’с ^ |
-----Кеи. п^ |
|
|
~ |
7 |
г |
£> |
ОМ^СЦ. п |
^2 — |
Кеи,- п^ |
|
где Ксц. п = 1 ,1 — минимально допустимый запас сцепления при трогании с места.
Наименьшее допустимое ускорение при трогании с места а^т1п = = 0,2 м/сек*. При меньшем значении ускорения следует умень шать вес состава Gc или увеличивать вес машины. Окончательное решение принимается после соответствующих технико-экономи ческих сопоставлений,
РАСЧЕТ ТОРМОЗНОГО РЕЖИМА И ВЫБОР ТОРМОЗА МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ
Исходной величиной для расчета тормозного режима рельсо колесного механизма передвижения является время торможения /т, которое следует принимать таким же, как и время пуска ta. Потребный тормозной момент определяется по формуле
GD? п,
Мт==_375^-----М“’1Т КГС'М’
где GD\T— маховой момент механизма при торможении, при веденный к первому валу;
п1— скорость вращения первого вала механизма;
Mwu — момент статических сопротивлений передвижению при торможении на первом валу.
Приведенный маховой момент механизма равен сумме маховых моментов вращающихся и поступательно движущихся частей ме
ханизма: |
|
OD;t =.6,(OD!)1+ |
кгем ’, |
где ( — передаточное число механизма. Приведенный момент статических сопротивлений
(Q + |
G ) w — |
|
Afo.1T = ---------- |
•---------- |
кге • м. |
124
В механизмах передвижения с короткоходовыми тормозами, отличающимися высокой динамичностью замыкания, необходимо исключать даже частичное нарушение сцепления затормаживае мых колес с рельсами (юз),так как это явление еще более вредно, нежели пробуксовка. Поэтому при работе механизма в порожнем состоянии необходимо проверять запас сцепления [15]. Без учета потерь наибольшего тормозного момента на преодоление инерции вращающихся частей и не учитывая действие трения в под шипниках затормаживаемых колес, запас сцепления при торможе нии следует определять по формуле
|
^СЦ. п /сц |
2 *1 |
|
|
/Ссц' т = |
1.Ь|>Д.з.тМт»' |
^ 1'0, |
|
|
где фд т — коэффициент |
динамики |
замыкания тормоза; |
для |
|
короткоходовых колодочных тормозов с пружинным |
||||
замыканием типа ТК |
фд.3.т — 2,5-т-З.О [1,15]. |
ме |
||
В целях снижения динамических |
нагрузок первого вала |
ханизма не рекомендуется устанавливать тормозной шкив на хвостовике приводных электродвигателей.
Если торможение осуществляется противовключением двига теля, проверки запаса сцепления не требуется.
Относительно большое время торможения в механизмах пе редвижения и повышенная температура окружающей среды тре буют в ряде случаев проверки теплового режима работы тормоза. Необходимые данные по этому вопросу можно найти в ряде спе циальных работ [1 и др.].
ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ МЕХАНИЗМА ВРАЩЕНИЯ (ПОВОРОТА)
Двигатель механизма вращения можно предварительно вы брать по потребной номинальной мощности с учетом его пере грузочной способности при пуске. Для этого нужно определить полный момент инерции механизма при разгоне, взятый относи тельно оси поворота. Лучше всего это делать с помощью специаль ной таблицы, в которой указывают наименование узлов и деталей, их вес, плечо (расстояние от центра тяжести узла до оси поворота), момент от веса узла и его момент инерции
JX = — K2X кгс* м•сек2,
где G — вес узла в кгс;
Кх — радиус инерции в м.
При определении моментов инерции большинства узлов и деталей, за исключением длинномерных (например, хобот, мунд штук, кожух и др.), их радиус цнерции можно принимать равным
125
расстоянию центра тяжести узла до оси поворота:
KX~ R ,
т. е., пренебрегать их собственным моментом инерции, считая эти массы точечными.
Полный момент инерции всех медленно поворачивающихся частей
Лм,.ч = Е Л к гсм сек 2.
Момент инерции быстро вращающихся частей не превосходит 20—40% момента инерции медленно проворачивающихся частей [221, поэтому полный момент инерции
Ь механизма при разгоне
1 £
Рз
]
Pf
Рис. 39. Расчетная схема на грузок, действующих на пово ротную часть
*^р |
а р*^М. П. Ч кгсм сек 2 |
|
где а р = |
1,2-т-1,4. |
яв |
Следующим этапом расчета |
||
ляется определение нагрузок, |
дей |
ствующих на опорно-поворотную часть. При этом необходимо учиты вать, что пуско-тормозные режимы поворота, движения тележки и моста могут оказаться совмещенными и тогда в числе нагрузок, действую щих в опорных элементах поворот ного устройства, нужно будет учесть соответствующие.силы инерции.
К основным силам, действующим на поворотную часть механизма, относятся:
а) собственный вес поворотной части P lt сосредоточенный в центре тяжести (рис. 39):
P I = YJ G( кгс,
где Gt — веса всех поворачивающихся узлов и частей; б) сила инерции при разгоне тележки
|
Р 2 = т /т кгс, |
где т = -------- масса поворотных частей в кгс сек2-м-1; |
|
/т — ускорение |
или замедление тележки (принимается |
большая |
величина) в м/сек2; |
в) сила инерции при разгоне (торможении) моста
Рз = т / м кгс,
W /м— ускорение или замедление моста в м/сек2;
126
г) касательная сила инерции, возникающая при повороте колонны:
Р4 = тег кге,
где с — радиус поворота центра тяжести в м; е — угловое ускорение поворота в сек-2;
е— __ _JHL •
~~ tn ~ 30/п ’
здесь п — скорость вращения поворотной части в об/мин; tn — время пуска; /п = З-г-5 сек;
д) центробежная сила
Ръ = тс со2 кге;
е) окружная сила Р на зубчатом колесе колонны. Ее действие может быть учтено только после того, как установлена кинемати ческая схема механизма поворота. В предварительном расчете механизма, когда его кинематическая схема еще не отработана, влияние окружной силы зубчатого колеса может быть учтено дополнительным к. п. д. опор колонны:
где г0 — радиус начальной окружности колеса; г — радиус подшипника колонны; р. — коэффициент трения в подшипниках.
В предварительных расчетах для подшипников скольжения можно принимать и0п = 0,93; для подшипников трения качения
•Поп = 0,99.
В подшипниках опорно-поворотного устройства будут дей ствовать следующие реакции:
1) от веса Р г (вертикальная реакция): в опорном подшипнике
V = Р х кге; в радиальных подшипниках
R I* = RIH-=P I х хгс;
2) от горизонтальных нагрузок, действующих на центр тя жести:
в нижнем радиальном подшипнике
= кге;
в верхнем радиальном подшипнике
Rib = p i -jj- кге (t = 2 -г- 5).
127
Для определения моментов трения в подшипниках необходимо знать величины равнодействующих опорных давлений.
В зависимости от направления и соотношения сил инерции
приходится рассматривать два варианта: |
1) Р г + Р4 и Р3 -|- Р6\ |
2) Р 2 + Р6 и Р3 + Р4. Первый вариант |
соответствует случаю, |
когда совпадают по направлению сила инерции от движения те лежки и касательная сила инерции поворотного движения, с од ной стороны, и сила инерции от движения моста и центробежная ■сила — с другой. По второму варианту совпадают сила инерции от движения тележки и центробежная сила, с одной стороны, и сила инерции от движения моста и касательная сила инерции поворотного движения — с другой. Дальнейшее изложение отно сится к первому случаю.
Реакции в подшипниках: верхнем радиальном
RB— |
{RIB “Ь R 3B “h R6Bf |
Н- {R%B Ч" Ria)2 иге; |
|
||||||
нижнем радиальном |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
RH=V(RIH+ |
R3H+ |
^ |
6 u )2{RIH+ + RinY |
K |
r c - |
||||
Определяем моменты трения в подшипниках: |
|
|
|||||||
опорном |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
^ т р . оп = |
^М'оп^оп |
КГС М, |
|
|
|
|||
верхнем радиальном |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 ^ т р . в. р = |
^вР'В^в |
КГС • М, |
|
|
|
|||
нижнем радиальном |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
здесь |
Л*тр.„.р = ЯнР„г„ кге-м; |
|
|
|
|||||
|
трения (для |
подшипников |
скольжения |
||||||
(.1 — коэффициенты |
|||||||||
р = 0,1, для |
подшипников |
качения |
р = |
0,01); |
|||||
г — радиусы цапф. |
|
|
|
|
|
|
|
||
Моменты трения в подшипниках |
|
|
|
|
|
||||
М тр = Мтр, оп -f- М тр. в. р "Ь ^тр . н- р |
кгс ■м - |
|
|||||||
Наибольший момент инерционных нагрузок |
|
|
|||||||
|
Mm = m c y % + H + Jp - J кге-м. |
|
|
||||||
Потребная |
номинальная |
мощность |
электродвигателя |
||||||
|
|
(МИн Ч~Мтр) п |
КВТ, |
|
|
|
|||
|
|
97&фср. пЛр |
|
|
|
|
128
где |
п — скорость поворота поворотной |
части |
крана вокруг |
||||||
|
вертикальной оси в об/мин; |
|
|
|
|||||
|
■фор. п — среднепусковая кратность перегрузки двигателя; для |
||||||||
|
двигателей |
переменного |
тока |
ij>cp. п = |
1,5-ь 1,6, для |
||||
|
двигателей |
постоянного |
тока |
i|>cp п = |
1,7-=-2,0; |
||||
|
т)р — к. п. д. механизма при разгоне (ввиду наличия в ки |
||||||||
|
нематической схеме червячной передачи механизм |
||||||||
|
поворота имеет разные к. п. д. при разгоне и при |
||||||||
|
торможении). |
|
|
|
|
|
|
||
К. п. д. механизма поворота при разгоне |
|
|
|||||||
|
|
|
Лр |
Лч• рЛзЛоп. |
|
|
|
||
гДе |
Лч. р — к- |
п- Д- червячной передачи; |
|
|
|||||
|
т)3 — к. п. д. зубчатой |
передачи; |
г|э = 0,93 при подшипни |
||||||
|
ках скольжения, г|а = |
0,95 при подшипниках качения; |
|||||||
|
Лоп — к. п- Д- 0П0Р колонны (см. выше). |
|
|||||||
|
К. п. д. червячной передачи при разгоне |
|
|||||||
|
|
|
_ |
tg а |
|
|
а |
|
|
|
|
Л ч . р - t g ( 0 + p) ~ а + р ’ |
|
||||||
где а — угол подъема червячной |
нарезки; |
|
по бронзовому |
||||||
|
р — угол |
трения; |
для |
стального |
червяка |
||||
|
ободу |
р = 6° |
|
|
поворота |
на поворотном круге |
|||
|
Выбор двигателя механизма |
отличается от вышеприведенного только особенностями опреде ления статических сопротивлений повороту [32]. Так как в бы строходных и интенсивно разгоняющихся механизмах поворота величина статических сопротивлений не имеет решающего значе ния для выбора приводного электродвигателя, этот вопрос здесь не излагается.
При расчете механизма вращения хобота завалочных машин и кранов, помимо трения в подшипниках мундштука, необхо димо учитывать дополнительно: а) трение мульды о шихту при ее опрокидывании (учитывая, что на шихту передается только 40— 50% веса груженой мульды и коэффициент трения мульды о шихту равен 0,3); б) возможную эксцентричность расположения шихты в мульде, причем эксцентриситет принимают равным примерно 15—20% ширины мульды [22].
При определении мощности двигателя кантователя в ковочном кране учитывают моменты сил статического сопротивления и инер ционные нагрузки при продолжительности разгона 0,5—1,5 сек (большие значения — для тяжелых кранов и кантователей) в слу чае уравновешенного патрона со слитком номинального веса [8].
Проверка предварительно выбранного двигателя механизма поворота на пуск и нагрев производится по методике, изложенной выше.
129