3.10. Теоретические сведения о механизмах подъемников

В отличие от грузоподъемных кранов, которые при большом конструктивном многообразии используют унифицированные механизмы подъема груза, каждый вид подъемника имеет оригинальный механизм подъема люльки, в которой должны располагаться люди. Основная задача расчета подъемного механизма подъемника заключается в определении параметров подъема для заданной грузоподъемности.

Т

Рис. 94. Схема внешних сил

в телескопическом подъемнике с канатным приводом

елескопический подъемник (вышка) с канатным приводом. Подъемное усилие, необходимое для выдвижения секций подъемника определяют исходя из заданной силы тяжести полезного груза, находящегося в люльке подъемника (рис. 14). Cхема внешних действующих усилий на секции подъемника с канатным приводом и грузоподъемной лебедкой показана на рис. 94.

Определение рабочего усилия подъемной лебедки F_п начинают с определения усилия F₁ для подъема верхней секции с люлькой q₁ и номинальным грузом в ней Q_гр (рис. 95). Переходя постепенно от предыдущей секции к последующей, находят окончательное подъемное усилие F_п.

. Q_гр

q₁ F₁ = Q_гр + q₁ = G₁.

F₁

Рис. 95. Схема определения усилия в канате подъема первой секции

F₂= F₁ + F₁/η + G₂ = G₁(1+1/η) + G₂.

F₁/η F₁

G₂

F₂

Рис. 96. Схема определения усилия в канате подъема второй секции

F₁

F₃= F₂ + F₂/η + G₃ - F₁/η.

После преобразования получим

F₂/η F₂

G₃ F₃ = G₁(1+1/η)² + G₂ (1+1/η) + G₃ – G₁ /η.

F₃

Рис. 97. Схема определения усилия в канате подъема третьей секции

F₂/η

F₄= F₃ + F₃/η + G₄ – F₂/η.

После преобразования окончательно получим

F₃/η F₃

G₄ F₄ = .

F₄

Р ис. 98. Схема определения усилия в канате подъема четвертой секции

Подъем грузовой люльки подъемника фактически осуществляется многоступенчатым мультипликатором с передаточным числом 2с-1, где с – число выдвижных секций. При скорости выдвижения приводной секции V₄ скорость подъема грузовой люльки будет V₁ = V₄ ( 2с-1). При рабочей высоте подъема люльки Н рабочая длина каната на грузоподъемном барабане будет

L = H/(2c -1).

Требуемая мощность приводного двигателя

N_дв = F₄ V₄ / η_ред.

Шарнирно – рычажные (ножничные) подъемники представляют собой грузовую платформу (люльку), свободно опирающуюся на пару рычагов, соединенных в середине шарниром. Подъем люльки осуществляется путем изменения угла наклона рычагов к горизонту. Присоединяя шарнирами к рычагам последовательно аналогичные пары, можно обеспечить требуемую высоту подъема груза (см. рис. 16). Если длина каждого рычага пары будет l, начальный угол их наклона к горизонту β_н ≈ 10°, то при увеличении угла наклона к горизонту до β_к ≈ 60° высота подъема одной парой рычагов составит h = l (sin β₁ - sin β_о) (рис. 99, а). При числе пар рычагов z рабочая высота подъема люльки составит H = h·z .

Рис. 99. Расчетные схемы шарнирно-рычажного подъемника:

а – схема для определения высоты подъема люльки;

б – расчетная схема подъемника;

в – схема действия сил на опорный рычаг люльки подъемника;

г – схема действия сил на последующий присоединенный рычаг подъемника

Изменение угла наклона рычагов достигается путем сближения свободных концов рычагов силами F2 (рис. 99, б). Технически силу F2 можно создать с помощью винтовой пары или гидроцилиндра. Для выбора параметров любого из указанных устройств необходимо знать максимальное значение усилия F2. Его можно определить путем последовательного рассмотрения условий равновесия сил, действующих на каждый рычаг пары.

Рассматривая равновесие сил, действующих на рычаг грузовой площадки (рис. 99, в), из уравнения проекций сил на оси Х и Y найдем с учетом КПД шарнирных соединений

ΣХ = N₁/η – F₁ = 0; F₁= N₁/η;

ΣY = G/2η + P/η – R₁= 0; R₁ = G/2η + P/η.

Из суммы моментов сил относительно шарнира О₁ получим

ΣМ_О1= (G/2η)·2а + P/η·а - N₁/η·b = 0; N₁ = G· a/b + P·a/b, тогда

F₁= (G/η)·a/b + (P/η)·a/b, или F₁ = (G/η)·ctg β + (P/η) ctg β.

Рассматривая аналогичным образом равновесие присоединенного рычага второй пары (рис. 99, г), получим опорные реакции и необходимое подъемное усилие:

R₂ = G/2η² + P(1/ η² + 1/ η); F_п = 2 F₂= (2G/η²)·ctg β +P·ctg β·(1/η + 3/η² ).

Таким способом можно найти усилие подъема F_п при любом количестве п пар рычагов. Как видно из формул, усилие подъема с увеличением угла β уменьшается. Прочность элементов приводного механизма подъема следует определять для начального угла наклона рычагов β_н.

Скорость подъема платформы также будет переменна. Средняя скорость подъема платформы будет V_cp = Н / t при времени подъема t.

При использовании винтового подъемного механизма с диаметром винта d_в, углом подъема винтовой линии α, углом трения в резьбе ρ крутящий момент на винте будет

М_кр = F_п (d_в / 2) tg (α + ρ).

Частота вращения винта n_в = e /2 d_в ·tg α·t (рис. 99, а).

Требуемая мощность привода N = M_кр·π·n_в /30·η_в·η_ред

Вместо винта в приводе подъемника можно использовать гидроцилиндр. Прямая замена винта гидроцилиндром требует достаточно большого хода штока гидроцилиндра и конструктивно не удобна. Более рациональный вариант установки гидроцилиндра в подъемнике показан на рис. 100. Такая установка позволяет при небольшом ходе штока гидроцилиндра обеспечить необходимую высоту подъема платформы.

Присоединим ранее рассмотренную рычажную конструкцию подъемника (рис. 99) к предлагаемой рычажной конструкции (рис. 100) с гидроприводом путем переноса найденных реакций F₂ и R₂ c соответствующим знаком в точки С и D. Горизонтальные реакции в опорах А и В отсутствуют, так как степень свободы такой конструкции при запертом гидроцилиндре равна 0. При выдвижении штока гидроцилиндра в опорах А и В возникает горизонтальная реакция, вызванная сопротивлением качения опорного ролика опоры В. Для определения величины сопротивления качению W необходимо найти нормальные реакции опор R_a и R_b .

Рис. 100. Схема шарнирно-рычажного подъемника с гидроприводом

Из суммы моментов сил относительно точки А с учетом силы тяжести гидроцилиндра найдем реакцию R_b.

ΣM_А = 2P·a + G_ц(a+m) – R_b·2a + R₂·2a + F₂·2b – F₂·2b = 0, откуда

R_b = P + R₂+ G_ц (a + m)/2a.

Аналогично из суммы моментов сил относительно точки В с учетом силы тяжести гидроцилиндра найдем реакцию R_а.

ΣM_в = R_а·2a - 2P·a - G_ц(a-m) - R₂·2a + F₂·2b – F₂·2b = 0, откуда

R_а = P + R₂ + G_ц (a-m)/2a.

Сила сопротивления качению ролика W = R_b·ω,

где ω = – коэффициент сопротивлений, приведенный к ободу опорного ролика;

μ_ц ≈ 0,02 – коэффициент трения подшипников качения на цапфе ролика;

d_ц ≈ 0,25 D_р – диаметр цапфы опорного ролика;

f ≈ 0,0005 м – коэффициент трения качения ролика по опорной поверхности.

Усилие гидроцилиндра находят из уравнения равновесия моментов сил относительно центрального шарнира (точка О), действующих на рычаг АD:

ΣМ_О = R_а·a +W_а·b + R₂·a + F₂·b – F_ц·[(l/2)·sin(φ - β)] = 0.

После преобразования уравнения получим:

F_ц = [P·a + 2R₂·a + G_ц(a-m)/2 + W_а·b + F₂·b] / [(l/2)·sin(φ-β)].

Выбор параметров гидроцилиндра следует выполнять при наименьшем значении угла β.

Поставляемые на рынок ножничные подъемники имеют прицепное или самоходное шасси с электрическим приводом для внутренних и дизельным для наружных работ. На рис. 101 показан ножничный электроподъемник с гидравлическим приводом рычагов. Подъемник имеет два независимых пульта управления: на рабочей платформе и на шасси. В табл. 4 приведены основные параметры электрических подъемников некоторых фирм, поставляющих на рынок такие подъемники

Таблица 4

Основные параметры ножничных подъемников

Наименование параметров	Значения параметров моделей
	J L G 2030ES	Iteco IT 10122	J L G 153-12	Holland Lift N-195
Высота подъема, м	6,1	10,02	15,3	19,4
Вылет, м	0,9	1,4	1,49	1,5
Грузоподъем- ность, кг	360	450	500	500
Масса, кг	2020	2750	7300	8,500
Длина, м	2,3	2,26	3,91	3,38
Ш Рис. 101. Общий вид ножничного подъемника J L G 153-12 ирина, м	0,76	1,2	1,16	1,16

К оленчато-рычажный подъемник представляет собой конструкцию, состоящую обычно из двух или трех балок (колен) коробчатого сечения. Балки соединены друг с другом своими концами шарнирно и образуют незамкнутую цепь. Одним свободным концом эту конструкцию крепят шарнирно к поворотной платформе, установленной на каком-либо шасси, а к другому свободному концу конструкции крепят люльку для размещения в ней рабочих с инструментом (рис. 102).

1

1

2

2 Т₁

G_в

Т₂

G_л+Q R_у2

R_х2

O₂

3

Т₃ O₃

F_цв

R_y1

G_н

R_х1

O₁ F_цн

Рис. 102. Расчетная схема коленчато-рычажного подъемника:

F_цн – усилие гидроцилиндра наклона нижнего колена; F_цв – усилие гидроцилиндра наклона верхнего колена; G_л+Q – сила тяжести люльки с грузом; G_в – сила тяжести верхнего колена; G_н – сила тяжести нижнего колена

Подъем люльки с грузом на высоту осуществляют изменением угла наклона колен с помощью гидроцилиндров или винтовых устройств с ручным или электрическим приводом. В задачу расчета механизма подъема люльки подъемника для требуемой грузоподъемности при известных параметрах рычажной системы входит определение усилий наклона рычагов и параметров приводных устройств.

Рассматривая равновесие рычажной системы подъемника в целом (зона, ограниченная линией 1 – 1), из уравнения моментов сил относительно точки О₁ находят усилие F_цн гидроцилиндра подъема нижнего колена, а из суммы проекций сил на оси Х и Y находят реакции в опоре О₁ соответственно R_х1 и R_y1.

Для определения усилия F_цв подъема верхнего колена следует предварительно определить величину усилия в тяге Т₂. Для этого рассматривают действие сил на верхнее колено в зоне, ограниченной линией 2 – 2. Из суммы моментов сил относительно точки О₂ находят усилие в тяге Т₂. Реакции R_х2 и R_у2 в шарнире О₂ находят из суммы проекций сил на оси Х и Y соответственно.

Усилие гидроцилиндра F_цв находят из суммы моментов сил относительно точки О₃, действующих в зоне, ограниченной линией 3.

При выбранном давлении Р жидкости в гидросистеме ориентировочный диаметр поршня гидроцилиндра для подъема рассматриваемого колена определяют по формуле

.

Лифтовый подъемник (лифт) осуществляет подъем кабины с людьми или грузом в наиболее распространенном варианте с помощью грузоподъемной лебедки с канатоведущим шкивом (см. рис. 54). Кинематическая схема такой лебедки показана на рис. 103. В лифтовых лебедках, как правило, используют самотормозящийся червячный редуктор.

П ри определении параметров грузоподъемной лебедки в соответствии с Правилами устройства и безопасной эксплуатации лифтов ПБ 10-558-03 должны соблюдаться следующие требования:

- грузоподъемные канты должны иметь документ, подтверждающий их качество;

- номинальный диаметр грузоподъемного каната должен быть не менее 0,008 м;

- грузоподъемных канатов должно быть не менее двух;

- разность натяжений канатов необходимо компенсировать балансирными или пружинными автоматическими устройствами;

-

Рис. 103. Кинематическая схема лифтовой лебедки

с канатоведущим шкивом:

1 - КВШ; 2 – редуктор червячный; 3 – тормозной шкив с упругой муфтой;

4 – тормоз колодочный;

5 – электродвигатель

отношение диаметра канатоведущего шкива к диаметру тягового каната должно быть не менее 40;

- коэффициент запаса прочности при двух тяговых канатах должен быть не менее 16;

- коэффициент запаса прочности при трех и более тяговых канатах должен быть не менее 12;

- коэффициент запаса определяется по формуле

К = F_р / F_ф ,

где F_р – разрывное усилие каната;

F_ф – фактическая максимальная нагрузка, действующая на канат при нахождении кабины с номинальным грузом на уровне нижней этажной площадки;

- лебедка должна быть укомплектована съемным штурвалом для ручного перемещения кабины при отключении электропитания;

- прилагаемое к штурвалу усилие не должно превышать 235 Н при подъеме кабины с номинальным грузом;

- применение штурвала со спицами или кривошипной рукояткой не допускается;

- лебедка должна быть оборудована автоматическим нормально-замкнутым тормозом с устройством ручного растормаживания;

- применение ленточных тормозов не допускается.

Лебедка должна быть рассчитана на нагрузки, возникающие в процессе эксплуатации и испытания лифта. В зависимости от требуемой производительности лифта (см. п. 3.5) принимают вместимость Z чел. и полезную площадь пола кабины лифта (табл. 2). Вес одного пассажира принимают равным 75 кг.

На начальном этапе расчета лифтовой лебедки выполняется статический расчет. При этом должны быть учтены следующие силы: силы тяжести полезного груза, кабины, противовеса, уравновешивающих цепей, тяговых канатов, питающего кабеля. Должны быть учтены силы сопротивления движению кабины с грузом и движению противовеса. Предварительно должны быть определены геометрические размеры кабины по башмакам по высоте и в поперечном сечении. Расчетная схема лифта с полиспастной подвеской кабины изображена на рис. 104. На схеме обозначены: G_кг – сила тяжести кабины с максимальным полезным грузом; G_п – сила тяжести противовеса; G_ц – сила тяжести уравновешивающих цепей; G_т – сила тяжести тяговых канатов; G_э – сила тяжести электрического кабеля; F_к – сила трения башмаков кабины с грузом по направляющим; F_п – сила трения башмаков противовеса; H – высота подъема кабины; h – расстояние между башмаками кабины; i – кратность полиспаста подвески кабины и противовеса.

Силы трения башмаков кабины и противовеса по направляющим возникают от давления их башмаков на направляющие при смещении центров тяжести кабины с грузом и противовеса относительно осей, проходящих через точки подвеса кабины и противовеса соответственно.

В скоростных лифтах (при скорости движения кабины V > 2 м/с) необходимо учитывать силы аэродинамического сопротивления.

Для определения сил трения башмаков кабины по направляющим рассмотрим расчетные схемы на рис. 105 (а и б). На рис 105, а показано продольное сечение кабины в плоскости расположения направляющих, а на рис. 105, б – поперечное сечение кабины.

Силу давления N_хн и N_хв башмаков кабины на направляющие в плоскости направляющих (рис. 104, а) определяют из уравнения моментов сил относительно точки подвеса кабины:

N_хн = N_хв = G_кг · а_х / h .

Силу давления башмаков кабины в плоскостях, перпендикулярных направляющим и проходящих через верхние и нижние башмаки, определяют из уравнения моментов сил относительно точки подвеса кабины (рис. 105, б)

Точка подвеса кабины

F_т

D а_х

N_хв

h

F_п

N_хн

V

0 ,5H G_к

H G_п

а

G_т

Центр тяжести кабин с грузом

a_x

G_э G_{ц Z}

N_zв N_zв

F_к b_z x x В

F _к N_zн N_zн

h

z

F_к А

F_к Точка подвески кабины

б

G_кг

Рис. 104. Схема действия сил

при полиспастной подвеске

кабины

Рис. 105. Схема для определения сил давления башмаков кабины на направляющие:

а – в плоскости направляющих;

б – в плоскостях, перпендикулярных

направляющим

N_zн = N_zв = G_кг·b_z / 2·h .

Силы трения башмаков кабины зависят от конструкции башмаков. При

башмаках скольжения с учетом дополнительных сопротивлений от непрямолинейности направляющих

F_кс= (N_хв+ N_хн +2 N_zн +2 N_zв)·ω_с + 0,015 G_кг ,

где ω_с ≈ 0,12 – коэффициент сопротивлений движению башмаков скольжения.

При роликовых башмаках сила трения будет

F_кр= (N_хв+ N_хн +2 N_zн +2 N_zв)·ω_р + 0,007 ·G_кг + 12 Р_р·ω_р ,

где ω_р ≈ 0,05 – коэффициент сопротивления качения роликов;

Р_р ≤ 0,01 кН – сила предварительного прижатия ролика к направляющим из условия отсутствия проскальзывания ролика при разгоне и торможении кабины.

Определение необходимой мощности двигателя лебедки определяют из условия максимальной окружной силы Р_окр на КВШ в режиме подъема неуравновешенного груза с учетом КПД привода η_пр лебедки и кратности полиспаста i.

N_дв = Р_окр ·V· i / η_пр.

Для определения окружного усилия на КВШ вычисляют усилие натяжения канатов кабиной S_к и противовесом S_п для нескольких положений кабины и противовеса. Для примера ниже приведено определение усилий в канатах при подъеме груженой кабины снизу (см. рис. 104). Усилие в канате подъема кабины:

S_к = [(G_кг + F_кс ) / i·η_пл]+ G_т.

Усилие в канате подъема противовеса:

S_п = (G_п + G_ц – F_п)·η_пл / i.

Окружное усилие на КВШ вычисляют с учетом случайных сопротивлений при подъеме:

Р_окр = S_к - S_п +0,02 S_к.

Консольная нагрузка на вал КВШ составит

Р_к = S_к + S_п .

Безотказная работа лифта заключается в возможности движения кабины как порожней, так и максимально груженой в любой точке по высоте подъема. Для этого должны быть определены S_кi и S_пi для следующих десяти ситуаций:

- подъем груженой кабины внизу;

- спуск груженой кабины внизу;

- подъем груженой кабины вверху;

- спуск груженой кабины вверху;

- подъем порожней кабины внизу;

- спуск порожней кабины внизу;

- подъем порожней кабины вверху;

- спуск порожней кабины вверху;

- подъем перегруженной на 10 % кабины внизу;

- подъем перегруженной на 10 % кабины вверху.

Для каждой ситуации определяют коэффициент тяговой способности в эксплуатационном режиме:

γ_iэ = S_{i макс} / S_{i мин} .

Расчетную величину коэффициента тяговой способности определяют по формуле Эйлера

γ_iр = е^fα,

где е – основание натурального логарифма;

f – коэффициент трения между канатом и ободом КВШ;

α – угол охвата канатом КВШ (рис. 106).

D α Для исключения проскальзывания

Α тягового каната по КВШ в рабочих режи-

мах следует обеспечить небольшой запас

коэффициента тяговой способности:

S_пi п_γ = γ_iр / γ_iэ=1,08 ÷ 1,2.

S_кi

Рис. 106. Расчетная схема для определения коэффициента тяговой способности КВШ

При большой величине коэффициента за-

паса тяговой способности возможен пе-

реподъем кабины (противовеса).

4. ЛАБОРАТОРНЫЕ РАБОТЫ