книги / Расчеты металлургических кранов

По 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 ]

(в данной формуле — безразмерная величина);

у— коэффициент, представляющий собой отношение пол­ ного'махового момента к маховому моменту поступательна движущихся частей;

бр (GD2), t-n .

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

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

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,

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

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

сочниц в напольных кранах и машинах, создание мощ­ ного магнитного поля в зоне контакта ведущих колес и рельсов) /сц увеличивается в 2—3 раза;

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

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

где ( — передаточное число механизма. Приведенный момент статических сопротивлений

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

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

P I = YJ G( кгс,

где Gt — веса всех поворачивающихся узлов и частей; б) сила инерции при разгоне тележки

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

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

128

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