книги / Расчеты металлургических кранов
..pdfРАСЧЕТ 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