книги / Расчеты металлургических кранов

РАСЧЕТ ТОРМОЗНОГО РЕЖИМА И ВЫБОР ТОРМОЗА МЕХАНИЗМОВ ВРАЩЕНИЯ

Как и в механизмах передвижения, исходной величиной для выбора тормоза механизма вращения должно быть время тормо­ жения (или замедление), которое нужно принимать равным вре­ мени разгона (или ускорению): tT = /р; ет = ер. Тогда потребный тормозной момент на первом валу (обычное месторасположение тормоза) определится по формуле

			Мт=	GD\nx	Мыт кгс• м,
				375/т
где	GDI — маховой момент механизма поворота на первом валу
		в кгс	м2;		первого вала	в об/мин;
	пА— скорость вращения
Mwu — момент статических					сопротивлений повороту, при­
		веденный к первому валу, в кгс м.
Полный маховой момент
		GD\ - bTGD\ +			т|т кгс-м2,
где	JT = ат/ м>п. ч— полный момент инерции					крана при тормо­
			жении в кгс м сек2 (ат			=• 1,1-р 1,3);
		г|т — к. п. д. механизма при торможении.
Если кинематическая схема механизма имеет червячную пере^
дачу,	то	г)т << т]р.	Объясняется		это тем, что к. п. д. червячной
передачи		при торможении
			=	tg (а — р), _ а — Р
			'т	tg а	а

Момент статических сопротивлений повороту на первом валу при торможении

^telT =■- ~ к г с - м .

Если по расчету тормозной момент получается отрицательным, это значит, что в механизме тормоз можно не устанавливать — под действием только статических сопротивлений повороту меха­ низм остановится в требуемое время (или будет обеспечена необ­ ходимая интенсивность замедления поворотного движения).

РАСЧЕТ МУФТЫ ПРЕДЕЛЬНОГО МОМЕНТА

Муфта предельного момента (МПМ) будет работать нормально только в том случае, если она в условиях нормальных пусков и торможений не будет проскальзывать (имеется в виду муфта фрик­ ционного типа, как наиболее употребительная).

130

Вобщем виде структура механизма может быть представлена

спомощью пятимассной схемы вращательного движения после приведения всех параметров к валу МПМ (рис. 40, а). Здесь I —

ротор (якорь)	приводного	двигателя, 2 — моторная полумуфта,
3 — ведущие	части МПМ,	4 — ведомые части МПМ и 5 — все

остальные движущиеся части механизма.

6)

Рис. 40. Расчетная схема муфты предельного момента:

а — разгон; б — торможение

При разгоне в месте соприкосновения ведущих и ведомых ча стей МПМ будет возникать мгновенный крутящий момент

		Б GD\n
^34р “	^пшх
где Мшах — наибольший	пусковой		момент электродвигателя
в кгс м;
GD] — соответствующие		маховые	моменты в кгс-м2;

п — скорость вращения вала приведения в об/мин; /п — время пуска при постоянном максимальном пусковом

моменте в сек;

1

п375(Мтах- М шр)

Поэтому окончательно

s®>?

^ 34р = ^ т а х

( ^ т а х

^и>р) "“ 5

КГС • М.

S GD'i

131

При торможении 3-й массы (рис. 40, б) в месте соприкоснове­ ния ведущих и ведомых частей МПМ возникает мгновенный кру­ тящий момент

j^ G D ’jn

М 34Т = - 437-^ -т---------

М шт К Г С М ,

где /т — время торможения механизма, если бы наибольший тормозной момент (с учетом его динамики замыкания) был постоянным по величине, в сек;

j^GD]n

t= _____ \__________.

т375 (фд. з. jMT-(- Мил-)

Подставляя время торможения в формулу по определению момента затяжки, получаем окончательно

i o D }

M LiT = (Фд. з. т ^ т + М ип) ---------

М шт КГС • м.

S1 оо?

В приведенных формулах Mw^ и MWT— моменты статических сопротивлений на валу муфты соответственно при разгоне и торможении.

Из двух значений М н (при разгоне и торможении) выбираем большее значение М34б и создаем 10—20%-ный запас соответ­ ствующей затяжкой пружины. Тогда крутящий момент М ю при котором МПМ должна проскальзывать, будет

Мы= (1,1-1,2) М31б.

Если муфта содержит срезаемый палец (или шпонку), их сре­ зание должно происходить именно при действии Л4М.

ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ И ТОРМОЗА МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА С КРИВОШИПНО-ШАТУННЫМ ПРИВОДОМ

Кривошипно-шатунный привод применяется в механизмах подъема, когда вертикальное перемещение невелико, например в механизме подъема колонны завалочного крана. Расчет таких механизмов осложняется тем, что нагрузка от статических сопро­ тивлений и маховые моменты изменяются в функции угла поворота кривошипа. Решить задачу в точной постановке представляет большие трудности. Поэтому в практике обычно задача решается приближенно [9, 14].

132

Предварительно двигатель можно выбрать по потребной мощ­ ности

	N = (1,25-5-1.3)-* L - квт,
где G — вес груза,	перемещаемого шатунно-кривошипным меха­
низмом, в	кгс;	в м/сек;
v — скорость подъема груза
г] = 0,8-^0,85— к. п. д. механизма.
Скорость подъема
v =	ял* гк м/сек,
	30
где гк — радиус кривошипа в м;
ик — скорость	вращения	кривошипа в
об/мин.

По потребной мощности выбирается необ­ ходимый двигатель. Затем определяется пере­ даточное число передач:

Лд_

Пк *

В последующем предварительно выбранный электродвигатель проверяется по среднеквад­ ратичной нагрузке.

Эквивалентный момент при повороте кри­
вошипа на	180°, когда груз G перемещается
из нижнего	положения в верхнее (рис. 41),	Рис. 41. Схема кри­
определяется	следующим образом.	вошипно-шатунного
Известно, что при малом отношении r jl (0,2		механизма
и менее) для статического крутящего момента

на валу кривошипа можно принимать приближенную зави­

симость

М к - Огк‘Ч sinср кгс-•м.

Для получения графика нагрузки вала кривошипа во времени задаемся трапециевидным графиком изменения скорости при­

вода, принимая время пуска tn =		2 сек и время торможения tn =
=	1 сек.
	Если угловая скорость вращения вала кривошипа
	JTMK	сек	_-I
	«V = "зг		>
то	пусковой угол
	Фп =	2	г

133

тормозной угол

Фт = 2

и угол установившегося вращения кривошипа

Фу = я ---- --

(/п

/т) .

Рис. 42. Построение нагрузочного графика

время его достижения

/У1 —

К	концу		разгона		(рис.
42, а)	статический				момент
сопротивления			М ст		возра­
стает	от нуля		до	величины
М2 =		sin фп		кгс • м.

Усредненная величина ма­ хового момента механизма в процессе разгона

	cp~ 8 pGD? +
, 2Grl	о	2
+	?in“фп кгс	м .

Динамический момент в период пуска (рис. 42, б)

МД . п —	(GP2)lP, срПд	кгс-м.
	375/п

Полный усредненный мо­ мент в период пуска (рис. 42, в)

Л4Пкгсм.

Максимальный		статиче­
ский момент
М3 — Мкгаах	Or к	К Г С М ;
	ij]

сек.

К началу торможения статический момент сопротивления упа­ дет до величины

М4=	slnq>T кгс м.

134

Усредненная величина махового момента механизма в про­ цессе торможения

( G D 2 ) I T . ср 6T-GDi Н	л.	т кгс-м
	Sin2ф.

Динамический усредненный момент в период торможения

_	(G D 2) IT . ср^д	кгс-м.
* т	375/х

Полный усредненный момент в период торможения

Мъ= Мд. т —	кгс.
Время / у2 будет
Фт	сек.
/уО--

График нагрузки кривошипного вала показан на рис. 42, б. Считая, что на участках установившегося движения момент изменяется по трапециевидному графику, получаем для эквива­

лентного момента [9]

Г M\tn+ (Ml + м 2м 3 + Л ф - а - +

	Мэ =	V	+ '.( Ala +	М3М4 + м\) - f - + мут	кгс-м,
			Р	{ t n 4" t - l ) + ^yi4"^У2

где р — коэффициент ухудшения охлаждения при пуске и тор­ можении; для защищенных и открытых двигателей с вен­ тилятором на валу р = 0 ,6 -^0 ,7, для закрытых двига­ телей с ребрами и внешним обдувом р = 0,65-г-0,8; для закрытых двигателей р = 0,85-4-0,99 [27].

Номинальный момент предварительно выбранного двигателя должен быть не меньше подсчитанного эквивалентного момента.

Потребный тормозной момент определяется по наибольшему статическому моменту при соблюдении двукратного коэффициента запаса торможения

Л4Т = 2УИ3 кгс-м.

ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ ДЛЯ МЕХАНИЗМА КАЧАНИЯ ХОБОТА С КРИВОШИПНО-КОРОМЫСЛОВЫМ ПРИВОДОМ

Механизмы качания хобота в посадочных и завалочных кранах снабжаются, как правило, кривошипно-коромысловым приводом. Расчет таких механизмов еще более сложен, чем предыдущий, но и здесь он проводится приближенно.

Качающийся хобот может быть выполнен как рычаг первого или второго рода. При заданной амплитуде качания головки хо­

135

бота и его длине в целях снижения крутящего момента на оси кри­ вошипов рычаг первого рода предпочтительнее, причем жела­ тельно располагать центр качания хобота как можно ближе к его центру тяжести.

В первом приближении крутящий момент на валу кривошипа (рис. 43, а) меняется по синусоидальному закону

К	** Qpr - sin Ф =	sin ср =	Мк max sin ф кгс • м,
где	Qp — общий вес качающейся		рамы с хоботом и по­
	лезным грузом (груженая мульда, слиток, сляб
	и т. п.) в кгс;
	г — радиус кривошипа в м;
а,	Ф — угол поворота	кривошипов;
	Ь, с, h — геометрические	размеры	системы по рис. 43, о.

Очевидно, что максимальное значение крутящего момента будет при sin ф = 1.

Мощность двигателя изменяется прямо пропорционально кру­ тящему моменту на кривошипе, т. е. также по закону синуса (рис. 43, б).

В период подъема хобота

NI = NWMX-^- sin<P>

впериод опускания хобота

Мг = — N maxTi s in ф ,

где Ti — к. п. д. передач.

Среднеквадратичная мощность двигателя за полный оборот кривошипа

sin ф )2 Лф + J (— Ышхц sin ф)2 d<f

136

Подсчитанная величина Ncp соответствует случаю, когда хобот в процессе работы совершает полное качание от крайнего верхнего до крайнего нижнего положения. Полное качание хобота используется сравнительно редко, в большинстве случаев работа производится при положении кривошипа, близком к горизон­ тальному. Принимая крутящий момент на кривошипе постоянным и равным его наибольшей величине, получим

Таким образом, среднеквадратичная мощность в зависимости от условий работы колеблется в сравнительно узких пределах:

Ncp = (0 ,5 - 0,6) Л^ах1 /Т Т ? ,

где наибольшая мощность	м	я"к
А,
	Мк™х~ зГ		КВТ’>
Мтах —		102т]

здесь пн— скорость вращения вала кривошипа в об/мин; пк численно равна числу качаний хобота, которое обычно дается в проектном задании.

По среднеквадратичной мощности подбирается необходимый электродвигатель и определяется потребное передаточное число зубчатых передач

i = пкL.

Наибольший крутящий момент полезной нагрузки на первом валу:

в силовом режиме

Л/f	__ Мк тах
iVLK шах lp	>

втормозном режиме

М_ Мктах11

1 Ак max I T

J

Потребный тормозной момент для выбора тормоза

М- = 2 Мкта^ . Т I

137

О В Ы Б О Р Е Д В И Г А Т Е Л Я М Е Х А Н И З М А С Т Р И П П Е Р О В А Н И Я

В настоящее время мощность электродвигателя механизма стрипперования подсчитывается без учета сил трения в механизме по формуле [3]

	\т__ (P+ Q'j'Gi)v КВТ,
	б 1 2 0 г ) г |)т а х
где	Р — сила стрипперования в кгс;
	Q — вес слитка или изложницы в кгс;
	Gx — вес части поднимаемого механизма стрипперования
	при раздевании слитков в кгс;
	v — скорость стрипперования в м/мин;
	г) — общий к. п. д. механизма;
	Фшах — коэффициент наибольшей допустимой перегрузки дви­
	гателя.
	Заметим, что раньше перегрузка двигателя в данной формуле

не учитывалась [22]. Сейчас она учитывается на том основании, что максимальное усилие стрипперования возникает исключи­ тельно редко и действует не более 2 сек, что подтверждается натурными экспериментальными исследованиями. Поэтому можно считать, что сила стрипперования есть сила динамическая, возни­ кающая в момент жесткого, стопорения механизма, при упоре штемпеля в слиток. Она появляется от действия сил инерции ротора электродвигателя (движущиеся части механизма выпол­ няют функцию ударяющего молотка). Эскизные конструктив­ ные проработки показывают, что при таком подходе размеры и вес крана для раздевания мартеновских слитков существенно умень­ шаются (в 1,5—2 раза) по сравнению с выполненными конструк­ циями. Для подтверждения вышеизложенного целесообразно создание опытного образца крана, которым можно было бы осу­ ществлять процесс стрипперования только за счет действия сил инерции вращающихся частей механизма. Это можно осуществить на действующих кранах, установив на них двигатели меньшей мощности.

П РИ М ЕН ЕН И Е ГИДРОПРИВОДА. ОСНОВЫ РАСЧЕТА

Стремление уменьшить габариты и вес механизмов, повысить надежность их действия приводит к применению гидропривода. Объясняется это его более высокой напряженностью, о чем сви­ детельствует величина веса на единицу мощности: у гидропри­ вода она составляет 2—6 кгс/квт, у электропривода—20—30 кгс/квт [5].

В металлургических кранах находит применение главным образом объемный гидропривод. Упрощенная принципиальная схема такого привода с гидродвигателем прямолинейного воз­ вратно-поступательного движения показана на рис. 44. Привод состоит из насоса 1 с резервуаром 6 и гидродвигателя (силового

138

цилиндра) 2, соединенных маслопроводами, а также предохра­ нительного клапана 5, ограничивающего давление жидкости на заданном уровне. Реверсирование гидродвигателя осуществляется распределительным устройством 3, с помощью которого изменяется направление потока жидкости от насоса к двигателю.

Регулирование скорости гидродвигателя в передачах мощ­ ностью более 5 л. с. осуществляется изменением производитель­

ности насоса, а в передачах
меньшей			мощности — по­
средством дросселя							4,	с по­
мощью		которого				создается
сопротивление				на	выходе из
насоса,			в результате					чего
часть		жидкости				отводится
через			предохранительный
клапан 5 в бак 6. Регули­
рование			производительности
предпочтительнее						дроссели­
рования.				с	двигателем
Системы
вращательного						движения
имеют		аналогичное					устрой­
ство.							рабочих
Характеристика
тел	(масел),			применяемых
в гидроприводах,							дана в
табл. 18. Для круглогодичной
работы		в	условиях			перемен­
ных	температур					наиболее
приемлемым является								масло
АМГ-10, для применения в
условиях			низких			темпера­			Рис. 44. Принципиальная схема гидро­
тур — масло				ГМ-50.				Масла	системы
индустриальное 12,							веретен­

ное АУ и трансформаторное можно применять в условиях обычных температур, масла турбинное и индустриальное 20 и 30 применимы в горячих цехах.

Трубопроводы гидросистем могут быть жесткие (из стальных или медных труб) и гибкие (в виде многослойных резинотканевых шлангов); их размеры определяются давлением жидкости, ее расходом и допустимой скоростью.

Для обеспечения ламинарного режима движения жидкости определяется критическая (предельная) скорость по формуле

	^крг ~ *екР	д »
где	v — кинематическая вязкость	в ст;
	d — диаметр трубы в см;

139