Иванченко Ф.К. и др. Расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин. Страница 3

Кроме того, в соответствии с Правилами Госгортехнадзора, меха* низмы подъема, а также механизмы передвижения при скорости
более 40 м/мин должны снабжаться тормозами, обеспечивающими остановку механизмов при возникновении аварийных ситуаций.
Следует также учитывать особенности конструкций механизмов, гидромашин и гидроаппаратуры и технико-экономические факторы, определяющие эффективность применения гидропривода.
Схема гидропривода должна обеспечивать: преобразование или рассеивание энергии, освобождающейся при опускании груза и торможении механизма. Выполнение этого требования является обязательным для механизмов подъема, так как в противном случае опускание груза становится неуправляемым и может перейти в падение, и предпочтительным для механизмов передвижения и поворота, воспринимающих существенную инерционную нагрузку;
возможность пуска вхолостую первичного двигателя и’работы насоса без существенного повышения давления на его штуцерах при заторможенном гидромоторе;
согласование моментов соединения гидромотора с насосом и расторможение его вала;
ограничение максимального давления в гидросистеме; допустимые значения давления во всасывающих и сливных магистралях гидромашии;
возможность передачи (в случае необходимости) управляющих сигналов на регулирующий орган при помощи маломощных устройств;
возможность применения серийной гидроаппаратуры и гидромашин.
При соблюдении этих требований в гидроприводах механизмов крана могут применяться схемы с объемным и дроссельным регулированием.
При выборе способа регулирования гидропривода следует учитывать:
способность первичного двигателя воспринимать движущий момент, возникающий на его валу при опускании груза и торможении механизма. Например, двигатели внутреннего сгорания и двигатели постоянного тока с последовательным возбуждением плохо воспринимают такой момент, и поэтому применение объемного регулирования, при котором освобождающаяся энергия поглощается Первичным двигателем, может оказаться в этом случае нецелесообразным;
мощность, развиваемую приводом. Применение объемного регулирования рационально при мощности, превышающей 5 кВт;
характер нагружения механизма. Для механизмов передвижения И поворота, в которых преобладает инерционная нагрузка и преобразование или рассеивание энергии приводом необходимо лишь в процессе торможения, в некоторых случаях рационально приме* йение схемы с дроссельным регулированием и нереверсивным насосом переменной производительности с регулятором расхода, которая позволяет существенно снизить потери энергии. Для механизмов подъема такая схема не имеет существенных преимуществ, так как в любом случае вся энергия, выделяющаяся при опускании груза рассеивается в дросселе;
регулировочные характеристики объемного и дроссельного регулирования.
В качестве гидромоторов применяют гидромашины различных конструкций и исполнений, однако они должны быть обратимыми, так как в противном случае преобразование энергии приводом окажется невозможным.
В качестве насосов при дроссельном регулировании применяют гидромашины любых типов, а при объемном — только обратимые.
При выборе распределительной и контрольно-регулирующей аппаратуры необходимо учитывать кроме их номинального расхода и давления также некоторые конструктивные особенности. Например, при выборе гидрораспределителей следует обращать внимание на то, чтобы при их переключении в гидросистеме со стороны насоса не возникали запертые полости.
Схема гидропривода механизма подъема с объемным регулированием (рис. 113) включает насос переменной производительности 12, распределитель 10, гидромотор 8, предохранительные клапаны 9, систему подпитки, состоящую из резервуара 16, насоса постоянной производительности 15, предохранительного клапана 14, фильтра 3, подпиточных клапанов 11. Кроме того, имеются гидроцилиндр тормоза 6, гидроусилитель 4 и дроссель 2. Привод насосов осуществляется от электродвигателей 1 и 13.
При включении электродвигателя 1 подпиточный насос 15 через фильтр 3 и подпиточные клапаны И заполняет рабочей жидкостью гидросистему. В системе подпитки поддерживается постоянное давление при помощи предохранительного клапана 14.
Производительность основного насоса 12 при включении электродвигателя 13 близка к нулю, а небольшое количество жидкости, которое он может подавать за счет неточности установки регулирующего органа в нейтральное положение, проходит через распределитель, минуя гидромотор 8, который при этом заторможен. Поэтому пуск электродвигателя происходит без нагрузки.
Для перемещения груза распределитель переключают в рабочее положение. При этом весь поток жидкости направляется к гидромотору. Одновременно цилиндром 6 производится растормаживание привода. Согласование времени переключения распределителя и срабатывания цилиндра 6 осуществляется дросселем 7. Изменение производительности насоса 12 происходит при помощи гидроусилителя, на который подается управляющий сигнал. Дросселем 2 регулируется скорость отрабатывания этого сигнала, благодаря чему ограничиваются ускорение вала гидромотора и динамические нагрузки в механизме.
При остановке груза производительность насоса уменьшается, a 3afeM переключается распределитель. С помощью обратного клапана 5 происходит быстрое включение тормоза.
Рис. ИЗ. Схема гидропривода механизма подъема с объемным регулированием
_ При опускании груза гидромотор 8 работает в насосном режиме. Возникает опасность понижения давления на его входе, вследствие потерь давления в гидролинии, которая соединяет полости низкого давления гидромотора и насоса. Для уменьшения гидравлических Згютерь эту гидролинию рационально выполнять в виде трубопровода, соединяющего штуцера насоса и гидромотора, минуя распределитель.
Схема гидропривода механизма подъема с дроссельным регулированием (рис. 114) включает бак 15, насос постоянной производительности 13, электродвигатель 14, фильтр 12, распределитель 9, Регулятор потока 4, обратный клапан 5, гидромотор 2, гидроцилиндр тормоза 1. Четырехходовой распределитель состоит из распределителя 7, переливного клапана 11, клапанов управления высокого 8 и
его и приводит во вра
низкого 10 давлений. Распределитель 7 имеет конструкцию, обеспечивающую плавное изменение его проходного сечения. При нейтральном положении распределителя 7 полости гндромо-тора заперты и тормоз наложен, жидкость от насоса, пройдя через фильтр 12, поступает к переливному клапану 11 и сливается через него в бак под давлением, определяемым настройкой пружины, так как его полость управления соединена со сливом. Тормозной цилиндр также соединен со сливом и не срабатывает. При 12 перемещении распредели лителя в сторону, соот-/4 ветствующую подъему груза (на схеме влево), проходное сечение распределителя плавно изменяется, жидкость поступает к обратному клапану 5, открывает
Рис. 114, Схема гидропривода механизма подъема с дроссельным регулированием
щение гидромотор Этим же распределителем осуществляется соединение полости управления переливного клапана с напорной линией гидромотора. В гидросистеме устанавливается давление, определяемое весом поднимаемого груза, срабатывает гидроцилиндр тормоза. При этом дроссельная щель оказывается под перепадом давления, определяемым настройкой пружины переливного клапана, поэтому расход жидкости через нее не зависит от веса поднимаемого груза. Излишек жидкости сливается через переливной клапан под давлением, соответствующим весу перемещаемого груза. При перемещении распределителя 7 в сторону,соответствующую опусканию груза (на схеме направо), жидкость от насоса поступает к гидром°' тору, а из него через регулятор потока 4 к распределителю 7 в количестве, пропорциональном его проходному сечению, поступает на слив. При этом клапан 10 соединяется со сливом и давление в полости управления переливного клапана определяется только его настройкой. Под этим давлением жидкость подается насосом в гидромотор, обеспечивая его бескавитационную работу в режиме опускания, а также подается к тормозному цилиндру, вызывая его срабатывание. Давление, под которым жидкость поступает к распределителю 7, определяется настройкой пружины регулятора потока 3, а количество — проходным сечением распределителя 7. Излишек жидкости сливается через переливной клапан 11 под давлением настройки клапана 10. Рис. 115. Схема гидропривода механизма редвижения мостового крана
Подбором дросселя 6 ограничивается максимальная скорость опускания. Схема гидропривода механизма передвижения мостового крана (рис. 115) имеет объемный принцип регулирования. Насосная станция, система подпитки и управления насосом в основном аналогичны описанной выше схеме гидпропривода механизма подъема с объемным регулированием. Различие в том, что обе линии, соединяющие гидромоторы с насосом, проходят через распределитель, так как в приводе рассматриваемого механизма нет Шасности понижения давления на входах в гидромоторы, работающие в насосном режиме. Гидромоторы соединяются между собой по встречно-параллельной схеме, в результате чего возможно применить одну насосную станцию и обеспечить торможение крана приводом. Схема гидропривода механизма поворота, например портального крана с объемным регулированием (рис. 116, а) и высокомоментным Гидромотором, включает в себя насос переменной производительности /, клапанную коробку 2, фильтр 3, гидроцилиндр тормоза 4, распределитель 6, высокооборотный гидромотор 7, редуктор 8
Рис. UG. Схемы гидрощжно.та мс-.чапизма попорота с объемным регулированием: а—с высоком.л;с./i mju 1 :;aj> моюри.м j; рсд\кл>рим; 0 — с ьыоокомимоич и:-:м : :!Дрим.;т ром

щ
с механизмом поворота 9 и пополнительный бак 10. Давление в гидросистеме контролируется манометром 5. Для поворота крана распределитель 6 путем включения электромагнита Эг или Э2 перемещается вправо или влево, что соответствует изменению направления поворота. Скорость поворота регулируется от нуля до максимума изменением производительности насоса дистанционно с пульта управления. Одновременно с включением распределителя 6 происходит рас-тормаживание механизма поворота гидроцилиндром 4. Среднее положение распределителя 6 соответствует торможению механизма поворота. В момент торможения насос 1 устанавливается на нулевую производительность. Схема механизма поворота крана с объемным регулированием и высокомоментным гидромотором (рис. 116, б) отличается от предыдущей тем, что в ней отсутствует редуктор. Это значительно упрощает конструкцию механизма поворота, так как поворот крана осуществляется непосредственно гидромотором. Цель расчета гидропривода механизмов крана заключается в определении его параметров, обусловливающих заданные характеристики механизма и работоспособность привода в течение требуемого промежутка времени. Исходными данными для расчета являются: мощность, крутящий момент, номинальная угловая скорость вращения и угловое ускорение механизма, приведенные к выходному валу редуктора (вычисляемые по формулам, принятым для механизмов крана, исходя из его грузоподъемности, скорости, режима работы механизма, средней продолжительности цикла, веса и др.). Первый этап заключается в выборе типоразмеров основных элементов гидропривода: гидромотора, насоса, редуктора, электродвигателя, а также распределительной и регулирующей гидроаппаратуры. На этом этапе элементы привода выбирают по их номинальной мощности. В первую очередь рационально выбрать гидромотор, задаваясь предварительно типом редуктора и принимая к. п. д. для всех механизмов одинаковым. В механизмах крана могут быть применены высоко- и низкомо-ментные гидромоторы. В первом случае отпадает необходимость в редукторе и вал гидромотора может соединяться непосредственно с барабаном или колесами крана. При этом возникает проблема выбора тормоза, поскольку его применение по Правилам Госгортехнадзора обязательно для всех механизмов. Наиболее перспективно применение дисковых тормозов, встроенных в корпус гидромотора. Возможно применение высоко-моментного гидромотора с одноступенчатым редуктором или с открытой зубчатой парой. Во втором случае рационально применение крановых редукторов, например типа Ц2 или ВКН (ВК). (О
или
М
где — номинальная скорость вращения гидромотора; со — скорость вращения выходного вала редуктора при номинальной скорости механизма; М — крутящий момент на выходном валу редуктора при номинальной нагрузке; Мм.н. — номинальный момент гидромотора, учитывающий его особенности. Если расчетная и номинальная мощности гидромотора равны и его номинальная скорость вращения не превышает допустимую для быстроходного вала редуктора, то использование обеих формул дает одинаковые результаты. В случае, когда номинальная мощность гидромотора превышает расчетную, использование формулы (382) обеспечивает наименьший при заданной мощности механизма расход в гидросистеме. Это способствует уменьшению габаритов и веса распределительной и регулирующей аппаратуры. Расчетное передаточное число может оказаться больше максимально реализуемого в выбранном типе редуктора. В этом случае возможно применение редуктора такого типа, в котором может быть реализовано необходимое передаточное число, или двух последовательно соединенных редукторов, как и при электромеханическом приводе. Кроме того, возможно применение гидромотора повышенной мощности, имеющего более высокий номинальный крутящий момент. Расчеты и компоновочные проработки показали, что применение гидромотора повышенной мощности в меньшей степени увеличивает вес и габариты привода, чем повышение передаточного числа редуктора и применение двух редукторов. Окончательное решение о выборе типоразмера гидромотора принимается после сопоставления вариантов по габаритам, весу и удобству компоновки привода. Редуктор выбирают.в соответствии с методикой, разработанной для крановых механизмов. Определение расчетного передаточного числа производят по номинальному моменту и скорости вращения гидромотора. После того как определены мощность и тип гидромотора, необходимо выбрать способ регулирования гидропривода, а затем подобрать насос, учитывая, что его номинальное давление должно быть не ниже номинального давления гидромотора, а производительность должна обеспечивать вращение выходного вала механизма с заданной скоростью. Следует учесть, что высокая допустимая скорость вращения насоса, предусматривая применение высокоскоростного электродвигателя, способствует уменьшению веса привода. Гидропривод позволяет осуществлять пуск электродвигателя без нагрузки при незначительных массах, приведенных к его валу. В связи с этим предпочтительными являются асинхронные короткозамкнутые электродвигатели общего назначения. При определении типоразмера электродвигателя необходимо учитывать расчетную скорость вращения насоса. Результатом выбора элементов привода является определение их типоразмеров, по каталожным данным которых находят параметры элементов, существенно влияющих на свойства системы. Для редукторов такими параметрами являются передаточное число и к. п. д. Они приведены в технической характеристике и дополнительных расчетов не требуют. Работоспособность редуктора обеспечивается, если расчетная мощность, момент на выходном валу и скорость вращения быстроходного вала не превышают допустимых значений. Гидромашины (насосы и гидромоторы) характеризуются: коэффициентом усиления по скорости (для гидромоторов); коэффициентом усиления по расходу (для насосов); общим механическим и объемным к. п. д.; коэффициентом утечки; номинальным и максимальным давлениями; максимальным значением параметра регулирования (для насосов). Часть параметров берут из каталогов, а остальные определяют по формулам, приведенным в примере расчета. Работоспособность гидромашин в течение заданного промежутка времени обеспечивается, если: давление в напорной линии не превышает номинального при длительных нагрузках и максимального при кратковременных; давление во всасывающей или сливной линии не ниже давления, обеспечивающего сплошность потока жидкости; скорость вращения не выше максимально допустимой; температура рабочей жидкости находится в заданных пределах. Параметрами распределительной аппаратуры, от которых зависит характеристика гидросистемы, являются гидравлическое сопротивление и удельная утечка, которые вычисляются по минимальным значениям перепада давления и объемных потерь. Нормальная работа аппаратуры обеспечивается при условии, что давление и расход в гидросистеме не превышают номинальных значений. К параметрам электродвигателя, имеющим существенное значение для работы гидропривода и необходимым для анализа условий, обеспечивающих его работоспособность, относятся: номинальная скорость вращения; номинальная мощность; номинальный момент. Первые два параметра берут из каталогов, последний рассчитывают по формуле. Надежная работа электродвигателя возможна, если момент на валу насоса при всех режимах работы механизма не превышает максимальный момент электродвигателя и температура обмотки находится в заданных пределах. Для привода насосов рационально применение асинхронных короткозамкнутых электродвигателей, тепловой режим которых оценивается при повторно-кратковременном режиме работы допустимым числом включений в час; оно должно быть не меньше среднего числа включений, характерного для заданного режима работы крана. На втором этапе расчета с целью проверки условий определяют параметры гидропривода, характеризующие его свойства, при которых обеспечивается работоспособность системы в течение требуемого промежутка времени. Свойства гидропривода определяются не только параметрами его элементов, но и характером связи между ними, зависящей от гидравлической схемы. К параметрам гидропривода (выполненного по рассмотренным схемам), отражающим свойства электродвигателя, насоса, гидромотора и распределительной гидроаппаратуры, относятся: коэффициент усиления гидропривода по скорости, учитывающий влияние скорости вращения электродвигателя и соотношение рабочих объемов насоса и гидромотора на скорость вращения последнего; суммарный коэффициент утечек гидросистемы, учитывающие! влияние объемных потерь в гидромашинах и гидроаппаратуре на герметичность системы; максимальное значение параметра регулирования гидропривода, обеспечивающего расход в гидросистеме в пределах, необходимых для получения заданной скорости перемещения механизма при номинальной нагрузке с учетом объемных потерь в гидросистеме и скольжения электродвигателя. Работоспособность системы оценивают: давлением в гидросистеме при установившемся движении механизма с номинальной скоростью и нагрузкой (не должно быть выше номинального или ниже минимально допустимого давления гидромашин); максимальным давлением в гидросистеме при неустановившемся движении механизма (не должно быть выше максимального для механизмов подъема и номинального для механизмов передвижения и ниже минимального давления гидромашин); максимальным моментом на валу насоса при неустановившемся движении механизма (не должен превышать максимального момента электродвигателя). Если в результате "расчета окажется, что условие обеспечения работоспособности привода не выполняется, характеристики гидропривода следует изменить, а расчет повторить полностью или частично. Изложенные принципы расчета проиллюстрируем примером расчета гидропривода механизмов мостового крана грузоподъемностью 20/5 тс среднего режима работы. § 2. Расчет гидропривода механизмов мостового крана Гидропривод устанавливаем на механизмах главного и вспомогательного подъема, передвижения тележки и передвижения моста. Гидравлические схемы приводов выполняются по принципу объемного регулирования с использованием низкомоментных гидромоторов. 1.    Исходные данные: грузоподъемности механизмов подъема    Q тс главного    20 вспомогательного    5 вес тележки    Ст тс с грузом    24,7 без груза    4,9 вес моста    GM тс с грузом    50,9 без груза    30,9 максимальные скорости механизмов    I» м/мин главного подъема    8 вспомогательного подъема    19 передвижения тележки    40 передвижения моста    80 кратности полиспастов механизмов подъема    и главного    4 вспомогательного    2 число полиспастов    а = 2 к. п. д. полиспастов    т]п = 0,955 диаметры барабанов механизмов подъема    £>? см главного    42 вспомогательного    26 к. п. д. барабана    г|б = 0,98 диаметры ходовых колес механизмов передвижения    Dx. к см тележки    32 моста    63 крутящие моменты на валах барабанов механизмов подъема    Мб кгс • см главного при подъеме    115 000 при опускании    110 000 вспомогательного при подъеме    35 500 при опускании    31000 статическое сопротивление передвижению (приведенное к валу колеса)    Wc кгс тележки    390 моста    510 динамическое сопротивление передвижению    кгс тележки    510 моста    1300 полное сопротивление передвижению    Wn кгс тележки    900 моста    1810 максимальные угловые скорости вращения колес    сокм рад/с тележки    4,18 моста    4,25 средние угловые ускорения механизмов    е рад/с13 главного подъема    1,9 вспомогательного подъема    1,54 передвижения тележки    1,25 передвижения моста    0,795 статические моменты сопротивления передвижению (приведенные к валу колеса)    Мс кгс • см тележки    620 моста    1610 (на два колеса) полный момент сопротивления передвижению    Мп кгс • см тележки    14 000 моста    57 000 (на два колеса ) 3. Расчет гидропривода механизма главного подъема. I этап расчета — выбор типоразмеров элементов гидропривода. 3.1. Выбор типоразмера гидромотора. Расчетную мощность, кВт, на входном валу редуктора при номинальных нагрузках и скорости определяют по формуле *' = T^T5V    « где г)р — к. п. д. редуктора. Принимаем т]р — 0,96. Тогда дг _ 115 000 • 2,54 «л q г - 1,02 • 104-0,96 ~ 29,8 к т* Условие выбора гидромотора: N? ж Nг>н, Каталожные данные гидромотора: номинальная мощность рабочий объем номинальное давление максимально допустимое давление номинальная скорость вращения номинальный момент общий к. п. д. объемный к. п. д. механический к. п. д. где /Vr.„—номинальная мощность гидромотора. По каталогу фирмы С. Rauch KG System Hydraulik, приведенному в работе [9], принимаем гидромотор типа 210.25.11.00.
Nr.u — 39 кВт; <7г = 107 см3/об; ргл, = 160 кгс/см2; рг.ы = 250 кгс/см2; (|>г.н = 147 рад/с; Мг.„ — 2700 кгс • см; г)г = 0,915; Цг.об = 0,970 = 0,945;
(385)
*Пг.М
Лг _ 0,915 Чг.об ~ °>970
момент инерции ротора    Jr = 0,171 кгс • м • с2; рабочая жидкость—масло индустриальное И — 20 (удельный вес 0,0009 кгс/см3). 3.2. Определение расчетных параметров гидромотора. Коэффициент усиления по скорости kA — — = 0,0585 1/см3. (386)
Коэффициент утечек tW1 - Чг.об) ^дЧг.оО^г.м
147(1 —0,970) 0,0585 • 0,970 • 160
= 0,485 см3/кгс • см.
Г г =
3.3. Выбор типоразмера редуктора. Условия выбора редуктора запишем в виде: По формуле (382) определяем передаточное число редуктора Мй
42,7.
Мг.„ 2700 Подбираем цилиндрический редуктор типа Ц2-500 со следующей характеристикой (прил. XLI...XLV): передаточное число «р. „ = 50,94; допустимая мощность на входном валу Np. н = 68,5 кВт; допустимый момент на выходном валу Мр. н = 281 ООО кгс • см. 3.4.    Выбор типоразмера насоса. Расчетная мощность насоса при номинальных нагрузках и скорости Щ = 32,6 кВт.    (388) Условие выбора насоса: N„.„ ~ NH.    (389) По каталогу [8] подбираем насос типа 207.25.11.02. Каталожные данные насоса: номинальная мощность    NH.„ = 39,0 кВт; максимальный рабочий объем    qI!M = 107 см3/об; номинальное давление    р„.„ = 160 кгс/см2; максимально допустимое давление    р„.м = 250 кгс/см2; номинальная скорость вращения    = 147 рад/с; синхронная скорость вращения    со0 = 157 рад/с; общий к. п. д.    11н = 0,915; объемный к. п. д.    т]н.об = 0,970; механический к. п. д.    т]н.м = 0,945; максимальный угол отклонения люльки насоса (параметр регулирования)    = 0,436 рад. 3.5.    Определение расчетных параметров насоса. Коэффициент усиления по расходу ^ = ^ = ГОб-39см3'    <390> Коэффициент утечек Л, =    (1 -Ti„.o6) = 147’У’4-(1—0,97) = "н.н    1 = 0,470 см6/(кгс • с).    (391) Расчетная скорость вращения насоса w6.mmp.h    2,54 • 50,94    1 от    /опо\ ®“-Р“ kqyakRriro6%o6 - 39.0,436.0,0585.0,97.0.97 “ 137 раД/С* (3 ) 3. 6. Выбор типоразмера электродвигателя. Расчетную мощность на валу электродвигателя при номинальных нагрузках и скорости механизмов определяем по формуле М Nr.H _____ 29,8 от п _.Г>_    /оо<а Условия выбора электродвигателя: N9.„« Я9; Юэ.н ©н.р>    (394) Выбираем по каталогу асинхронный короткозамкнутый электродвигатель типа А02-72-4 со следующей характеристикой: номинальная мощность    N3M — 30,0 кВт; номинальная скорость вращения    о>э.„ = 151 рад/с; кратность максимального момента    ijw = 2,0. Номинальный момент электродвигателя определим по формуле Мэ.п = 10200 ~ = 10 200 ^ =2000 кгс . см. (395) 3.7.    Выбор типоразмеров распределительной аппаратуры производят из условия Qran.-и ^ ^V?>*®ii.p»    (396) где Qran. it — номинальный расход рассчитываемого элемента гидроаппаратуры, Qran. „ = 39 • 0,436 • 137 = 2330 см3/с. Так, например, по каталогу [8] выбираем гидрораспределитель типа 64 ПГ73-25, имеющий следующую характеристику: номинальное давление    ргап. н = 125 кгс/см2; номинальный расход    Qran. н = 2340 см3/с. II этап расчета — проверка условий, обеспечивающих работоспособность гидромашин в течение заданного промежутка времени. 3.8.    Определение параметров гидропривода. Коэффициент усиления гидропривода по скорости где z — количество гадромоторов, включенных параллельно и питаемых от одного насоса. Принимаем согласно гидросхеме г = 1. Тогда = 39 • 0,0585 х X 157 = 358 1/с. Суммарный коэффициент утечек гидросистемы г — гг + гн = 0,485 + 0,470 = 0,955 см6/кгс • с.    (398) Определим статический момент на валу гидромотора: при подъеме груза Мг'п = «р.нЧр = 50,94 . 0,96 ~ 2360 КГС ' см;    (399) /И-° = = = 2240 кгс ‘см- (4оо) Расчетная скорость вращения вала гидромотора Юг.р = ©б.мИр.н = 2,54 • 50,94 = 129 рад'с.    (401) Принимаем давление подпитки ра — 10 кгс/см2. Максимальный угол отклонения люльки насоса (параметр регулирования), обеспечивающий заданную скорость, _ ЮГ.Р    129 2360 .0,0585? _ ~ ka + r]r^ka 358 + 0.945 • 358 ~ U’ 2 раД' Определим фактическое значение кратности максимального момента, при котором должно соблюдаться условие ^< 1,7.    (403) Максимальный момент на валу насоса ЛЛмг. 'Пг.м'Пн.м /И,,м =    ,    (404)
^Wr.M ~ Л^г.п Ч- пр!    (405) 8 — ускорение вала гидромотора, е = 8вКр.н = 1,9 • 50,94 = 97,1/с2;    (406) во — среднее угловое ускорение; для механизма главного подъема по нормам расчета кранов принимают го — 1,9 рад/с2; J,,р — момент инерции масс механизмов, приведенный к валу гид' ромотора, Jnp = ~о ~t~ Jr ~h J», up\ /т —момент инерции деталей механизма и груза, JT = 575 кгс-см-с2; Л, — момент инерции муфт, Л, = 4,4 кгс • см • с2; Jr —момент инерции вращающих масс гидромотора, Л ^ = 0,17 кгс • см • с2. Тогда ^пр = 50,94? • 0,96 + 0,17 + 4,4 = 4,8 кгс • см • с2. Подставим численные значения величин в формулу (405): МГМ = 2360 + 97 • 4,8 = 2830 кгс • см, а затем в формулу (404): Тогда _ 2906 j 45 < J 7 Мэи~ 2000    ^ * * = 39,0.”,.0S,--8g - 2906 кгс •
Определим давление в напорной гидролинии при установившемся движении: при подъеме РУМ = *7 + Р° = 0,0508594523- + 10 = 155 КГС/СМ2; при опускании Ру-°=    + Ро = 0,°^4|- + 10 = 148 кгс/см2- Условие выбора гидролинии по номинальному давлению: /?у.» < Рн.к.    (407) Максимальное давление в напорной гидролинии Р* = ^7' + ^ = °’0508945835 + Ш = 187 КГС/СМ*- (408) Условие выбора гидролинии по максимально допустимому давлению: Рм < Ра.м.    (403) 4.    Расчет механизма вспомогательного подъема производят в такой же последовательности. Поскольку механизмы главного и вспомогательного подъема одновременно не работают, для их приводов может быть использована одна насосная установка. В связи с этим необходимость выбора насоса и электродвигателя отпадает. 5.    Расчет механизмов передвижения тележки и моста производят по методике расчета механизмов подъема с использованием в основном тех же формул за некоторыми исключениями, связанными с особенностями работы этих механизмов. Так, выбор гидромотора следует производить по расчетной динамической мощности при разгоне механизма, которую определяют по формуле = <410> где М п— полный момент сопротивления (и сил инерции) для передвижения тележки (моста). Выбор насоса также производят по расчетной динамической мощности при разгоне механизма, которую определяют по формуле М,.д=^.    (411) На втором этапе расчета статический момент на валу гидромотора для механизмов передвижения определяют по формуле Af, = —(412) где М — статический момент на валу колеса. § 3. Расчет гидропривода механизма поворота портального крана 1.    Исходные данные: частота вращения    п мин-1 с грузом    0,5 без груза    1,5 общее передаточное число    «об = 100 момент на валу гидромотора    М кгс • м при нормальных рабочих нагрузках 20 при максимальных рабочих нагрузках    35 По рассчитанной производительности выбираем насос типа II Д№ 2,5. 2.4. Рабочее давление в гидросистеме Мргм 35 - 100 1Л_ ,2 Р ~ 37 • °>9 КГС/СМ ‘ 3. Для привода механизма выбираем высокомоментный гидромотор типа МР-25/10. Каталожные данные гидромотора: номинальный крутящий момент М„ == 3570 кгс • м номинальное давление рг.„ = 100 кгс/см2 максимально допустимое давление рг.м = 120 кгс/см^ рабочий объем qr = 25 000 см3/об максимальная частота вращения пт = 9,6 мин-1 общий к. п. д. г)г = 0,93. РАСЧЕТЫ ТРАНСПОРТИРУЮЩИХ МАШИН С ГИБКИМ ТЯГОВЫМ ОРГАНОМ § 1. Расчет ленточного конвейера, работающего в двигательном режиме Исходные данные для конвейера, транспортирующего насып, ной груз (песчано-глиняную смесь): производительность П = = 1000 тс/ч = 278 кгс/с; свойства транспортируемого груза: насыпной вес груза = 1,4 тс/м3; коэффициент разрыхления kp — = *р= 1,3> где ?»л — удельный вес груза в массиве, тс/м3; МЗКСИМЗЛЬИЫИ рЗЗМбр куска #тах = 300 мм (в общей массе содержится 12% кусков с размером атах = 300 мм); угол естественного откоса срд = 20° (расчетный); коэффициент трения по ленте и стали соответственно fx — 0,56 и /2 = 0>75 (прил. LXXIX); трасса конвейера: длина L — 300 м; участки: Lx = 50 м; Lt — = 50 м; L4 = 200 м; угол наклона конвейера на участке L2 составляет Р = 18° (рис. 117, прил. LXXX); местные условия: конвейер находится в технологической цепи; загрузка производится с ленточного конвейера; разгрузка осуществляется двухбарабанным разгрузочным устройством на последующий ленточный конвейер; конвейер эксплуатируется при температуре 0...40° С в закрытом неотапливаемом помещении; воздух сухой, конвейер установлен стационарно; привод расположен в головной Рис. 117. Схема ленточного конвейера 286

Ориентировочные значения скоростей движения конвейерных лент Скорость движения ленты, м/с. при ширине, мм Насыпные грузы 1800 ... 2000 (2500) Неабразивные и малоабразивные, крошение которых не понижает их качества (уголь рядовой, соль, песок, торф и Др.) 1,0 ... 1,6 5,0 ... 6,0 Абразивные мелко- и среднекусковые, размером 160 мм (гравий, руда, камень и др.) 1,0 ... 1,25 3,15 ... 4,0 Абразивные крупнокусковые, размером 160 мм (порода, руда, камень и др.) 2,0 ... 3,15 Хрупкие, крошение которых понижает их качество (кокс, уголь сортированный, древесный уголь и Др.) 1,0 ... 1,25 Мучнистые, сильно пылящие (мука, цемент, апатит и Зерновые (рожь, пшеница п др.) 1,5 ... 2,0 Пиказатели Форма ленты плоская желобчатая на двухроликовой опоре желобчатая на трехроликовой опоре желобчатая на пятнроликовой опоре Угол наклона боковых роликов о° aj = 15 a2 = 30 a i = 22,5 <*2= 45 at = 30 a2 = 60 Угол откоса насыпного груза на ленте Коэффициент С части конвейера; натяжное устройство — грузовое, расположенное около привода. Сначала целесообразно произвести приближенный расчет конвейера, так как неизвестны число прокладок и вес ленты, радиусы переходных кривых, угол обхвата лентой приводного барабана (или барабанов), а иногда неизвестно оптимальное расположение привода. Поэтому в приближенном расчете конвейера приходится ориентировочно задаваться неизвестными параметрами. После приближенного производят уточненный расчет конвейера. Последовательность расчета ленточного конвейера следующая. Принимаем скорость движения ленты при транспортировании песчано-глинистой смеси v = 2,75 м/с согласно табл. 47 (считаем, что ширина ленты находится в пределах 800... 1200 мм). Вычисляем ширину ленты — главный параметр ленточного конвейера по формуле 5== 1,1 У буОЛ’р +°’05)= 1*1 (]/" 0,85 • 625 • 2,75-1,4 + °’05) = = 0,823 м.    (413) Коэффициент производительности С = 625 для желобчатой трехроликовой опоры с углом наклона бокового ролика а = 30° и углом откоса насыпного груза на ленте при ее движении <рд = 20° (табл. 48). Во избежание ссыпания груза с ленты на наклонном участке расчетную производительность корректируют коэффициентом ky. Для угла наклона р = 18° ky = 0,85 (табл. 49). Таблица 49 Значение коэффициента ky Угол наклона конвейера, ° Коэффициент ky При содержании кусков размером атах = 300 мм в количестве 12% от общей массы ширина ленты должна удовлетворять условию: В > (2,7...3,2) отах = (2,7...3,2) 300 = 810...960 мм. ' (414) Согласно ГОСТ 20—76 принимаем ширину ленты В = 1000 мм. Графически изображаем трассу конвейера и контур тягового органа, который разбиваем на прямолинейные и криволинейные участки (рис. 117). Для определения натяжений в ленте применяем метод тягового расчета по контуру. Принимаем привод конвейера с одним ведущим барабаном, угол обхвата которого а = 240°. Поверхность барабана футерована резиной. Натяжение в набегающей ветви ленты (точка 17) согласно формуле Эйлера = 5,34SX.    (415) Коэффициент трения ленты по резине при сухой атмосфере f = = 0,40. При а = 240° и / = 0,40е>а = 5,34 (прил. LXXXI) (угол подставляют в радианах); е — 2,71. В уравнении (415) два неизвестных члена S17 и Sx. Для составления второго уравнения обходим тяговый контур от точки 1 до точки 17, выражая натяжение во всех точках через натяжение в точке 1 — Si. Для последующего расчета необходимы погонные нагрузки: 1.    От транспортируемого груза П    юоо 1П. . ^ — З.би ~ 3,6 • 2,75 ~ кгс'м- 2.    От веса вращающихся частей роликов: рабочей ветви <7р = jr- = = 20>8 кгс/м; холостой ветви // Gp 21,5 *7 0 / ?Р = утг = — = 7,2 кгс/м, где 1р — расстояние между роликоопорами рабочей ветви, принимаем /р = 1200 мм (табл. 50); Таблица 50 Ориентировочные значения 1’р Тр тс/м* Расстояние, мм, между роликоопорами рабочей ветви 1р при ширине лепты, мм ноо ... 1800 ... 2000 более 2 1р — расстояние между роликоопорами холостой ветви, Гр = (2...2,5)J'p = (2...2,5) 1200 = (2400...3000) мм, принимаем /р = 3000 мм; Gp и Gp — веса вращающихся частей роликоопор соответственно для поддержания рабочей и холостой ветвей; Gp — 25 кгс — для желобчатой трехроликовой опоры нормального исполнения; Gp = 21,5 кгс — для прямой роликоопоры (табл. 52). Рекомендуемое количество роликов Ширина ленты, мм В опоре встои рабочей холостой 800 1000 1200 1400 1600 2000 2200...3000 1 или 2 Таблица 52 Вес вращающихся частей конвейерных роликов Ширина ленты, мм Желобчатая роликоопора Прямая роликоопора в нормальном исполнении в тяжелом исполнении Диаметр ролика, Вес, кгс Диаметр ролика, Вес, кгс Диаметр ролика, Вес, кгс Геометрические размеры роликоопор (рис. 118, табл. 51): для рабочей ветви dp — 127 мм; с = 20 мм; а — 0,06В = 0,06 • 1000 — 60 мм; а = 30°; I = 360 мм; для холостой ветви dp — 127 мм; /к = 1120 мм. 3. От веса ленты. Задавшись числом прокладок ленты г = 6, определяем ее вес по формуле (или по справочным данным): <7о = 1(St +Ai + h2) — Рис. 118. Схема роликоопор: а — для рабочей ветви; б — для холостой ветви
= 1,1-1 (1,25 • 6 + 4 + 2) = = 14,85 кгс/м, (416) где 1,1 —удельный вес ленты; тс/м3; S = 1,25 мм — толщина прокладки; = 4 мм — толщина верхней обкладки; /г2 = 2 мм — толщина нижней обкладки. Натяжения в характерных точках тягового контура: 52 = kSi = l,03Sx,    (417) где k — коэффициент увеличения натяжения в ленте при огибании барабана, k = 1,03, так как угол обхвата лентой отклоняющего барабана меньше 90° (табл. 53); Таблица 53 Значение коэффициента k Угол обхвата лентой отклоняющегося барабана, ° 53 = kS2 = 1,04 • 1,03SX = 1,075^ S4 = kS3 = 1,0553 = 1,05 • 1.07S! = 1,125b Ss = kSi = 1,04S4 = 1,04 • 1,125! = 1,1655b 5e = 55 + Г5_в. Сопротивление движению ленты на участке 5—6 W r,_e = (q0 + Яр) £'ь_а,л> ; (418)
Se= 1,1658!+(q0+qp)Ls_6w'= 1,1655!+ (14,85+ 7,2)200-0,035 = 1,1655!+154,    (419) где w' — коэффициент сопротивления движению ленты, зависящий от типа подшипника, смазки, уплотнения, запыленности атмосферы и других условий; при движении ленты по роликам, вращающимся на шарикоподшипниках1, коэффициент до' (по рекомендации ВНИИПТмаш) приведен в табл. 54. Принимаем w' — 0,035. Условия работы конвейера Прямые роли-коопоры Желобчатые роликоопоры В чистом сухом помещении без пыли В отапливаемом помещении с нормальной влажностью воздуха при наличии небольшого количества абразивной пыли Передвижные и переносные конвейеры при хоро ших условиях работы В неотапливаемых помещениях с повышенной влажностью или на открытом воздухе; возможно большое количество абразивной пыли Участок длиной Ls_e считаем приближенно равным участку L4 = = 200 м. S7 = kS9 = 1,03(1,1655! + 154) = 1,25, + 159; = S7 + W7_8 = S7 + ^o^-7_8 (® COS P — sin P) + + q'pL7_sw' = 1,2S! + 159 + 14,85 - 50 (0,035 cos 18° — — sin 18°) + 7,2 • 50 • 0,035= l^ — 33; SB = kS8 = 1,03 (1,2Si — 33) = 1,2365! — 34; $io — $9 + 1^9-io = + (Qo ~t~ Qp) Ls_i0w' — l,2365x — — 34+ (14,85+ 7,2) 50- 0,035= 1,2365!+ 5; Sn = Й510 =1,05(1,2365! +5) = l,35i +5,3; k = 1,05 (табл. 53); Si2 = Su + W загр = l,3Si + 5,3 + 222 = 1,3SX + 227. Сопротивление движению ленты на загрузочном участке Г,,,, = §M,-v. + hVW)-(2,75 + ^ + 0,56 У2 • 9,81-1) = 222 кгс,    (420) где g = 9,81 м/с2 — ускорение силы тяжести; h’~ 1,0 м — высота падения груза на ленту; с = 1,5 — коэффициент, учитывающий сопротивление движению от трения груза о боковые стенки загрузочной воронки и о ленту, от движения ленты в загрузочной части, нагруженной насыпным грузом и гидростатическим давлением потока; v0 — составляющая скорости груза вдоль ленты, для данного случая v0 — 0. Sis — S12 + №12-13 — 512 + (q + <7o + Qv>)L12_iSw' = = l,3Si + 227 + (101 + 14,85 + 20,8) 50 • 0,035 = = l,3Si + 466; Si4 = S13 + Wi3_i4 = S13 + (q + q0) L13_u (w cos p -f- sin p) + + <Л&и-1»а>'= l,3Si+ 466 + (101 +14,85) 50 (0,035 cos 18°+ + sin 18°) + 20,8 • 50 • 0,035 = l,3Si + 2485. Su = Si4e“'a‘ = (l,3Si + 2485)2,71°.°»-o.a* = 1,314^ + 2512; ax = 18° = 0,314 рад; ^le = $ib “b ^16-ie = SXb + (9 ~Ь Чо + Яр) £15-1 ew' — l,314Si + + 2512 + (101 + 14,85 + 20,8) 200 • 0,035 = 1,3145х +3469. При крайнем правом положении разгрузочной тележки можно считать ^-16-ie ~ L4 — 200 м. *S 17 = (Si, + qH 1) k2 = (l,314Si + 3469 + 101 • 2,5) 1,052 = = l,45Si + 4103,    (421) где H1 = 2,5 м — высота подъема груза разгрузочной тележкой; k = 1,05, так как угол обхвата барабанов лентой около 180° (табл. 53). Решив систему уравнений для предельного состояния, при котором отсутствует скольжение барабана относительно ленты, S17 — 5,34Si; Su = l,45Si + 4103,    (422) получим Si = 1055 кгс; Si7 = 5634 кгс. Определяем числовые значения натяжения ленты в характерных точках: 52    = 1.03SJ = 1,03 • 1055 = 1087 кгс; 53    = 1,07s, = 1,07 • 1055 =1129 кгс; 54    = 1,12Si = 1,12 • 1055 = 1182 кгс; S5 = 1,165 St = 1,165 • 1055 = 1229 кгс; Se = 1,1655]. + 154 = 1,165 . 1055 + 154= 1383 кгс; 57    = l,2St + 159 = 1,2 • 1055 + 159 - 1425 кгс; 58    = 1,2Si — 33 = 1,2 • 1055 — 33 = 1233 кгс; S9 = 1.236SJ — 34 = 1,236 • 1055 — 34 = 1270 кгс; S10 = l,236Si + 5 = 1,236 • 1055 + 5 = 1309 кгс; Sn = l,3Si + 5,3 = 1,3 • 1055 + 5,3 = 1377 кгс; Si2 = l,3Si + 227 = 1,3 • 1055 + 227 = 1599 кгс; Su = 1,3S! + 466 = 1,3 • 1055 + 466 = 1838 кгс; Slt = 1.3S! + 2485 = 1,3 • 1055 + 2485 = 3857 кгс; S15 = 1,314Si + 2512 = 1,314 • 1055 + 2512 = 3898 кгс; Su = l,314Si + 3469 = 1,314 . 1055 + 3469 =4855 кгс. Рис. 119. Диаграмма натяжения в ленте По вычисленным значениям строим диаграмму натяжений ленты (рис. 119). Максимальный прогиб ленты должен удовлетворять условиям: для холостой ветви при Гр = 3 м =    0,025^,    (423) Утах =    = 0,0135< 0,025/; = 0,075 м; для рабочей ветви при /р = 1,2 м j/шах =    0,025/;, у™* = ^‘ g-’isgQ L2' == 0,013< 0,025/; = 0,03 м. Прогибы ленты при минимальном ее натяжении находятся в допустимой норме. Вычислим радиусы перегиба ленты на кривых [32]: /?! > 12 В = 12 • 1 = 12 м.    (424) Принимаем = 12,5 м. Зная величину определяем длину дуги Т 2nRi • 18° 2.3,14.12.5.18° „ ло 3 — 360° —    360°    ’ м* Минимальный радиус перегиба ленты на кривой выпуклостью вниз при незагруженной ленте (рис. 117, участок 13'—13") Рассматриваем случай, когда лента на участке 12—13 свободна от транспортируемого груза. Тогда можно принять S13 — 1838 кгс. При загруженной ленте минимальный радиус игтгав    <425> Принимаем i?min = 130 м. Сопротивление передвижению ленты W0 = Sn — Si = 5634 — 1055 = 4579 кгс.    (426) Расчетная мощность двигателя привода ленточного конвейера ДГ _ ^ои — 4579 • 2.75 _ . . ^ g    (427} р 102riM 102 - 0.85    ’    ' ' где ч]„ = 0,85 — к. п. д. привода. Установочная мощность двигателя N0 = nyNp = 1,1- 145 = 160 кВт,    (428) где «у — коэффициент установочной мощности (запас мощности), пу = 1,1...1,2. По каталогу выбираем асинхронный двигатель типа АК.ЮЗ-6М с фазовым ротором со следующими данными: мощность N = 160 кВт, п = 970 мин-1 (со = 101,5 рад/с), пм™х = 2,0, Jp = 0,688 кгс • м • с2. Выбор ленты. Поскольку угол наклона боковых роликов желобчатых роликоопор составляет 30°, принимаем ленту с прокладками из синтетической ткани — капрона с пределом прочности сгр = 180 кгс/см прокладки (прил. LXXXIV). Лента воспринимает максимальное натяжение Smax = S17 = 5634 кгс, запас прочности п — 10 (табл. 55). Таблица 55 Запасы прочности конвейерных лент ! ОСЛ 2.0 Кон вейер Основа ленты горизонтальны!! наклонный Хлопчатобумажный бельтинг Синтетическая ткань Стальной трос Число прокладок (основных) ленты . 5тах« 5634 • 10 = 3,13 « 4.    (429) сгрв 180 . 100
Принимаем ленту, имеющую четыре основные прокладки и две уточные. Поскольку первоначально для расчета была принята лента с шестью прокладками,, то пересчитывать конвейер не нужно. Диаметр приводного барабана


1 A B C D E F G H I J K L M N O P Q R S T U V W X Y Z 
А Б В Г Д Е Ж З И К Л М Н О П Р С Т У Ф Х Ц Ч Ш Щ Э Ю Я