2.9. Перевірка двигуна на нагрів

Середня за робочий цикл тривалість пуску приводу механізму пересування крана:

Тривалість робочої операції пересування крана:

При відношенні: за графіком (див. рис.1.5, крива А), коефіцієнт звідки:

де потужність двигуна в період сталого руху:

Для режиму роботи 4-ї групи еквівалентна потужність:

що задовольняє умови нагрівання електродвигуна.

2.10. Розрахунок гальмівного моменту і вибір гальма

Прискорення під час гальмування крана не повинно перевищувати значення

Виходячи із умов забезпечення максимального допустимого прискорення, тривалість гальмування ненавантаженого крана:

Допустимий гальмівний шлях ( див. табл. 1.8 )

швидкість пересування крана із центральним приводом;

Тривалість гальмування:

Зведені до вала двигуна статичні моменти сил опору переміщенню і моменти інерції рухомих мас крана у разі гальмування крана із вантажами масами аналогічно, як для вантажного візка. Після цього визначають необхідні гальмівні моменти, які створюються електродвигуном у режимі проти вмикання ( див табл. 2.2 ).

Для екстреного гальмування ( у разі вимкнення енергії ) визначаємо гальмівний момент і вибираємо гальма.

Статичний момент, зведений до вала двигуна, у разі гальмування крана без вантажу.

маса крана.

Гальмівний момент:

Вибираємо колодкове гальмо типу ТТ – 200, розраховане на найбільший гальмівний момент діаметр шківа ширина колодки гідропривід типу ТЕГ – 25 із тяговою силою потоку 250 Н. Гальмо регулюємо на розрахунковий гальмівний момент (додат. В1).

Необхідний гальмівний момент під час робочого гальмування не завантаженого крана:

1. Розрахунок трансмісійних валів

Швидкохідні трансмісійні вали розраховують на міцність, визначають допустимі відстані між опорами, перевіряють допустимі кути закручування та критичну частоту обертання ( у випадку утворення крутильних та згинальних коливань ).

За розрахунковий крутний момент на трансмісійному валу приймають пусковий момент, що передається валом, коли візок із номінальним вантажем перебуває у крайньому положенні (наприклад, біля опори В ):

Орієнтовно, із умови міцності на кручення, діаметр вала:

де допустиме напруження при крученні, Па ;

для матеріалу вала – Сталь 35, допустимі напруження при згині:

( режим навантаження 3- ї групи ), тоді

Приймаємо ( розмір для встановлення муфт ), діаметр середньої частини вала – 38…42 мм.

Найбільшу допустиму відстань між підшипниковими опорами трансмісійного вала визначаємо із умови дотримання його допустимого статичного прогину:

де модуль поздовжньої пружності сталі; лінійна вага вала; допустимий відносний прогин вала.

Приймаємо

Кут закручування вала:

де G = 8·10¹⁰ Па – модуль пружності другого роду для сталі;

І_р = 0,1d⁴ – полярний момент інерції перерізу вала, м⁴;

Кут закручування на 1 м довжини:

Швидкохідний вал перевіряємо на критичну частоту обертання. Для цього порівнюємо частоту вимушених коливань з частотами власних крутильних і згинальних коливань трансмісійного вала. Замінимо механізм пересування двомасовою пружною моделлю, для якої частота власних крутильних коливань:

де - загальна крутильна жорсткість обох віток трансмісійного вала, Н

момент інерції ротора двигуна і муфт;

зведений до швидкохідного вала момент інерції обертових мас редуктора і ведучих коліс та мас крана, що рухаються поступально, кг

Трансмісійний вал складається із трьох частин, що з’єднані між собою зубчастими муфтами. Загальна довжина однієї вітки вала між двигуном і редуктором ( визначається конструктивно ). Податливість однієї вітки вала можна визначити за залежністю з табл. 2.3.

Таблиця 2.3 Формули для визначення податливості елементів приводу.

Крутильна жорсткість однієї вітки вала:

Загальна жорсткість обох віток вала

Зведений до вала двигуна момент інерції обертових та поступальних мас приводу і крана:

У разі пересування крана із номінальним вантажем:

Частоти власних крутильних коливань вала ненавантаженого і навантаженого крана, відповідно:

Частоти вимушених коливань:

Коли вал працює у дорезонансній зоні, повинна виконуватися умова:

( 2.80 )

Коли вал працює у зоні між першою і другою резонансними частотами:

Частота власних згинальних коливань вала, , який спирається на підшипник і зубчасту муфту:

де теоретичний коефіцієнт, який залежить від форми коливань:

одна півхвиля на довжині вала; дві півхвилі на довжині вала; три півхвилі на довжині вала; жорсткість вала при згині:

де К= 76,8 – коефіцієнт жорсткості балки із розподіленим навантаженням:

маса вала;

Частоти власних згинальних коливань вала визначаємо за залежністю ( 2.82 ).

Умову ( 2.80 ) дотримано.

Підшипники вибирають за еквівалентними динамічними навантаженнями. Значення розрахункового крутного моменту використовують для вибору ( уточнення ) з’єднувальних трансмісійних валів.