Визначення зусиль опору пересування крана, вибір електродвигуна і параметрів трансмісії

Вибір кранового путі, діаметра та числа коліс під кожною опорною точкою крана вимагає встановлення найбільш можливого навантаження на опорну точку.

Найбільше навантаження (кН) буде на жорсткій опорі, коли вантажний візок з вантажем знаходиться над нею:

(7.1)

де 0, 6 - коефіцієнт, враховуючий нерівномірність розподілення навантаження між опорними точками бази; G_M, G_Ж.О , G_ВГЗ - маси відповідно моста, жорсткої опорної ноги та вантажного візка, т; Q_H - номінальна маса вантажу, т.

Рис. 6.5 Гакові підвіски

а - траверса гака; б - підвіска для одинарного поліспаста і монорейкового візка; в - підвіска для здвоєного поліспаста і бірейкової о візка.

Використовуючи одержані дані по табл. 4.1, визначаємо тип рейки, діаметр та число коліс під кожною опорою. Причому, мри числі коліс два і більше обов'язковим є установка опорної точки на балансирний візок, який повинен бути статично визначеною системою.

Зусилля опору пересування крана (кН), які необхідні для визначення установочної потужності двигунів приводних візків, дорівнюють:

W = W_СТ + W_ІН , (7.2)

де W_CT- зусилля статичного опору, кН, W_ІН - зусилля інерції, які виникають у періоди пуску, кН.

Статичні зусилля опору пересування крана (кН) визначаються по наступній формулі:

W_CT = W_TEP+ W_B+W_Y (7.3)

де W_TEP, W_B, W_Y - зусилля опору відповідно від тертя ковзання, кочення у

ходових колесах, віїру і ухилу путі, кН.

Зусилля опору у ходових колесах, кН:

(7.4)

де G_K - маса крана, т; f - коефіцієнт тертя у підшипникових вузлах, який можна прийняти рівним для підшипників кочення 0, 015ч 0, 02; μ - коефіцієнт тертя кочення ходових коліс по рейкам, мм (табл. 7.1); D_K - діаметр ходового колеса, мм; d - діаметр цапфи, приблизно рівний 0, 1 D_K, мм; K_P = 1, 5 - коефіцієнт, враховуючий тертя реборд по рейці.

Опір пересування від уклону путі, кН.

W_Y = (G_K + Q_H)gi, (7.5)

де i =0, 003 - уклон путі для козлового крана. Вітрові навантаження, кН.

W_B =W_B^K+ W_B^B, (7.6)

де W_B^K, W_B^B - вітрові навантаження відповідно на кран і вантаж, кН.

Навантаження від зусиль інерції в період пуску крана, кН:

W_IH = (G_K + Q_H) [a] (7.7)

де [ a ] - середнє допустиме прискорення, яке залежить від призначення крана (задається викладачем), мс².

Необхідна потужність (кВт) приводу механізмів при відомій швидкості v_K (мс) пересування крана дорівнює:

(7.8)

де η _mex 0, 8 ч 0, 85 - орієнтовне значення ККД механізму; ψ - кратність пускового моменту, яка у електропривода приймається рівною 1, 5 ч1, 8.

Потужність приводних двигунів залежить від числа приводних візків. У випадку, коли дві опори приводні, розрахункову потужність двигуна приймають рівною 0, 6/ N чотири - 0, 3 N.

По каталогам вибирають крановий двигун та виписують його характеристику: потужність - N, кВт, частоту обертання - n, об.хв: максимальний момент - М_МАХ, Нм, момент інерції ротора - l_P, кг м².

Передаточне відношення механізму (рис. 7.1):

(7.9)

Кінематична схема механізму пересування може мати декілька модифікацій, але найбільш ефективні в експлуатації схеми (рис. 7.1 6, в).

Розбиваючи передаточне відношення механізму по ступеням редуктор - зубчата пара, вибирають відповідний редуктор. Розбивка повинна бути такою, щоб передаточне відношення відкритої передачі було не більше 3.

Редуктор вибирається по розрахунковому передаточному відношенню, величині переданої потужності та частоті обертання вала двигуна (Ц2У, РМ, ВК, ВКП).

Підібрав редуктор, уточнюють передаточне відношення відкритої передачі:

(7.10)

Діаметр кола зубчатого колеса відкритої передачі можна прийняти приблизно рівним діаметру ходового колеса.

Тоді міжосьова відстань (мм) відкритої передачі визначається з відношення:.

(7.11)

Остаточно міжосьова відстань А приймається з ряду 150, 180, 210, 225, 240, 270, 300, 315, 360, 420, 450, 480 і мм.

Рис. 7.1 Механізм пересування крана

а - загальний вид; б, в - кінематичні схеми; 1 - електродвигун; 2 - муфта; З - гальмо; 4 - редуктор; 5 - муфта; 6 - шестерня; 7 - зубчате колесо; 8 -ходове колесо

Спочатку значення модуля (мм) відкритої передачі може бути одержано геометричним розрахунком:

(7.12)

Остаточно модуль приймається з ряду 4, 5, 6. 8. 10 мм. По модулю та міжосьовій відстані приймається сума чисел зубів Ʃ z відкритої передачі. Числа зубів колеса z_K, і шестерні z_ІН можна визначити, використовуючи рівняння Ʃ z = z_K + z_m i z_K = i_{ВП ·}z_{ІН .}

При цьому необхідно пам'ятати, що число зубів шестерні повинно бути прийнято не менше 17. Вибрані значення чисел зубів шестерні та колеса дозволяють остаточно визначити передаточне

відношення відкритої передачі:

Остаточно ділильні діаметри кіл колеса і шестерні (мм) визначаються по модулю та числам зубів:

D_K = mz_K D_m = mz_m (7.13)

Ширину В_B зубчатого вінця колеса слід прийняти по співвідношенню B_B== (8ч10) m, мм. Матеріал колеса - сталь 55Л, матеріал шестерні - сталь 45.

Параметри осей та валів проектованої передачі та вибір підшипників виконується по загальноприйнятим методам відомим студенту з курсу деталей машин.

Для з'єднання двигуна з редуктором вибирається по максимальному моменту двигуна пружна втулочно-пальцева або зубчата муфта з гальмовим шківом.

7.2. Розрахунок параметрів пуску електродвигуна

За певних умов приводні колеса можуть пробуксовувати. Буксування має місце тоді, коли опір переміщенню перевищує зчіпне зусилля між ведучими колесами та рейкою. Необхідне число ведучих (привідних) коліс визначається з цих міркувань.

Зусилля зчеплення між ведучими колесами та рейкою, кН:

Т = φ Ʃ R_ВЕД (7.14)

де Ʃ R_ВЕД - навантаження (зчіпна вага), яка приходиться на приводніколеса. кН, φ =0, 12 - коефіцієнт зчеплення між колесом і рейкою.

Рух забезпечується при умові:

Т = φ Ʃ R_ВЕД ≥ K_ЗЧ W₀ (7.15).

де W₀ - опір переміщенню у період початку руху, кН; K_ЗЧ - коефіцієнт запасу зчеплення.

Перевірка запасу зчеплення при пуску виконується для найбільш несприятливого стану пуску - при відсутності вантажу на гаку:

(7.16)

де l_ПР - опір пересування крана при Q=0, кH; t_П - час пуску, с; m – число привідних коліс; n - загальне число коліс.

Час пуску двигуна, с:

(7.17)

де l_ПР - приведений до валу двигуна момент інерції усіх мас, що рухаються, кг м²; М_ПСР - середній пусковий момент двигуна, Нм, М_СТ - статичний момент, шо приходиться на один двигун, Нм. Приведений момент інерції, кгм²:

де I_P, I_M - момент інерції відповідно ротора і муфти, кг м²: z - кількість двигунів; δ =1, 2 - коефіцієнт, враховуючий інерцію елементів приводу, момент яких не визначається безпосередньо. Статичний момент опору, Н:

Знаючи І_П визначається прискорення при пуску, м с²:

Якшо виявиться, шо a ˂ [a], то привод задовольняє технічним вимогам. В противному випадку у якості приводу приймаються двигуни тільки з фазним ротором та виконуються розрахунки для визначення числа та параметрів активних опорів, які необхідно включити у коло ротора та запускати двигуни по штучним характеристикам.