Розрахунок потужності електродвигуна та вибір редуктора

Двигуни, що призначені для механізмів пересування кранових візків, вибирають за пусковим моментом, який повинен забезпечувати рух візка без пробуксовування приводних коліс на рейках не завантаженого візка. Для виконання цієї умови значення коефіцієнта запасу зчеплення приймають меншим за 1,2.

Для попереднього вибору двигуна визначаємо опір пересуванню завантаженого візка із врахуванням сил інерції у період пуску:

де 1,1…1,3 – коефіцієнт, що враховує вплив на силу інерції обертальних мас приводу (приймаємо – 1,2); a – середнє прискорення візка під час пуску, м/с² (табл.3.5)

Таблиця 3.5. Значення середнього прискорення a візка під час пуску

Вид вантажного засобу	Прискорення a, м/с2
Крани і візки монтажні	0,15
Мостові крани загального призначення і візки із гнучким підвищуванням вантажу	0,20
Мостові крани і візки із жорстким підвищуванням вантажу	0,30
Козлові крани	0,10
Мостові крани з грейферними візками	0,80

Розрахункова потужність двигуна:

де ψ_п.ср. – середня кратність пускового моменту:

Значення кратності пускових моментів для електродвигунів, які працюють у пускових режимах, приймають: ψ_min = 1,1…1,4; ψ_max = 1,8…2,5; ψ_п.ср. =1,7…1,8; із змішаним збудженням – 1,8…1,9; із послідовним збудженням (серієсні) – 1,5…1,7; для асинхронних з фазовим ротором ψ_п.ср. =1,5…1,7.

Приймаємо ψ_п.ср. =1,6; η_м = 0,85 – к.к.д трансмісії механізму пересування візка;

Статична потужність двигуна:

За каталогом дод. (В1-В11) попередньо вибираємо електродвигун типу МТКF з фазовим ротором і параметрами: МТКF 011 – 6; Р = 1,7 кВт (ТВ, % = 25); n = 780 об/хв. (ω = 81,6 с^-1); момент інерції ротора І_р = 0,02 кг·м²; максимальний момент М_п.max = 42 Н·м; d_в = 28 мм – діаметр.

Номінальний крутний момент

Кратність пускового моменту

Розрахункове передаточне число редуктора

де n_к – частота обертання приводних коліс

За каталогом (Г1-Г3) вибираємо редуктор типу ВКН – 320 – 20 – 1 (передаточне число U_p = 20, схема складання 1).

Фактична частота обертання приводних коліс:

Фактична швидкість пересування візка із номінальним вантажем:

Зведені до вала електродвигуна статичні моменти сил опору пересуванню візка з вантажем масами Q, 0,5Q, 0,25Q та не завантаженого візка Q = 0, відповідно:

Зведені до вала електродвигуна моменти інерції рухомих мас під час пуску та гальмування візка із вантажами масами Q; 0,5Q; 0,25Q; та Q = 0 – не завантаженого:

де δ = 1,05…1,25 – коефіцієнт, який враховує моменти інерції мас деталей, які обертаються повільніше, ніж вал електродвигуна; приймаємо δ = 1,2;

І_р = 0,02 кг·м² – момент інерції ротора двигуна дод. (В1-В11). ∑ І_м – сумарний момент інерції муфт привода; ∑ І_м = 0,322 кг·м². Відповідно до кінематичної схеми механізму пересівання візка (рис. 1.3) приймаємо одну пружно-компенсуючу муфту та три жорстко-компенсуючі муфти. Пружно-компенсуюча муфта МУВП приймається за діаметром вала електродвигуна (d_в = 28 мм) та крутним моментом на валу електродвигуна. Приймаємо муфту МУВП – 28, d_в = 28 мм; Т_в = 130 Н·м; І_м = 0,0075 кг·м² ( ). Муфта МУВП (D = 120мм; L = 125мм) [2].

Жорстко-компенсуючі муфти – зубчасті. Вибираємо їх одного типорозміру за діаметром вала редуктора (d_в = 55 мм), діаметром цапфи колеса d_ц = 65 мм, та крутним моментом на осі ведучих коліс Т_в.тих. (Д).

– потужність на осі ведучих коліс;

– кутова швидкість осі ведучих коліс;

Вибираємо муфту зубчасту № 3 (Д) d_в = 60 мм; Т_р = 3150 Н·м – крутний момент (номінальний). І_р = 0,105 кг·м²

Для забезпечення допустимого у період пуску прискорення [a_п] = 0,2 м/с², тривалість пуску має бути:

Визначена тривалість пуску візка із номінальним (максимальним) вантажем буде забезпечуватись середнім пусковим моментом на валу електродвигуна:

Використовуючи залежність для визначення середнього пускового моменту електродвигуна;

Визначаємо максимальний пусковий момент

де – значення кратності пускового моменту двигуна у пусковому режимі.

Мінімальний пусковий момент (перемикальний)

Середні пускові моменти під час пусків двигуна візка з вантажами масами 0,5Q і 0,25Q, визначені з умови забезпечення пускової тривалості t_п = 2,55 с:

Пуск двигуна не завантаженого візка доцільно здійснювати тим самим середнім пусковим моментом М_п.ср. = 29,04 Н·м, що і візка з вантажем масою 0,5Q. У цьому разі пускова тривалість:

Прискорення під час пуску не завантаженого візка:

Тривалість пуску візка має бути 5…6 с і не більше.

Перевірка приводу на буксування

Для того, щоб забезпечити запас зчеплення (к₃₂ = 1,2) під час пуску не завантаженого візка, його прискорення не повинно перевищувати значення, розрахованого за залежністю:

де G_в.зг. – зчіпна вага візка (визначається як навантаження на приводні колеса не завантаженого візка):

z_k – загальна кількість приводних коліс візка; z_пр = 2 – кількість приводних коліс; φ = 0,12 – коефіцієнт зчеплення ведучих коліс з рейками (φ = 0,12 – для кранів на відкритих майданчиках; φ = 0,2 – для закритих приміщень).

Фактична тривалість пуску двигуна не завантаженого візка має бути меншою за розрахункову, тобто

У нашому розрахунку

Фактичний коефіцієнт запасу зчеплення приводних коліс з рейками

За таких умов буде здійснюватись нормальний пуск, без буксування приводних коліс як не завантаженого, так і завантаженого візка. Щоб забезпечити розрахункові пускові моменти двигуна під час пуску візка із вантажними масами Q, 0,5Q і 0,25Q і не завантаженого (Q = 0), проектують магазин електричних опорів для ланцюга фазового ротора і систему керування приводом.

Перевірка двигуна на нагрів за еквівалентним навантаженням

Потужність двигуна при пересуванні візка з номінальним вантажем у період сталого руху:

Середня (за робочий цикл) тривалість пуску приводного візка на переміщення вантажів масами: Q; 0,5Q; 0,25Q та не завантаженого візка (Q = 0):

Тривалість робочої операції пересування візка:

де L_р = 0.5 м – середній робочий шлях візка, м (табл.3.6)

Таблиця 3.6. Значення середнього робочого шляху, м

Визначаємо відношення середньої тривалості пуску до тривалості робочої операції:

Користуючись графіком (рис.3.5) [крива Б] знаходимо коефіцієнт

Рис.3.5. Графіки впливу пускових режимів на еквівалентну потужність:

А – механізм пересування кранів; Б – механізми пересування візків;

В – підіймальні механізми гакових кранів

, визначаємо потужність Р_е:

Для четвертої (4^ї) групи режиму роботи еквівалентна потужність двигуна:

де К – коефіцієнт, що залежить від режиму роботи. Для номінальної потужності двигуна К вибираємо за каталогом при ТВ = 25 або 40% (табл.1.7).

Таблиця 3.7. Значення коефіцієнтів К і К'

Вибраний раніше двигун задовольняє умови нагрівання (Р = 1,7 кВт > Р_{е 25} = 0,78 кВт).

Розрахунок гальмівного моменту і вибір гальма

Під час гальмування візка без вантажу допустиме максимальне прискорення, при якому забезпечується запас зчеплення коліс з рейками к_зч = 1.2, визначають за залежністю:

де W_в = 0 – у закритому приміщенні – опір пересуванню візка від дії вітрового навантаження; К_р = 1 – значення коефіцієнта тертя реборд.

Виходячи із максимального допустимого прискорення у період гальмування, тривалість гальмування візка без вантажу:

Допустимий шлях гальмування (табл.1.8)

υ_2ф = 30,6 м/хв. – фактична швидкість пересування візка; (υ_2ф = 0,71 м/с).

Таблиця 3.8. Допустимі значення шляху гальмування S_г

Мінімальна допустима тривалість гальмування:

або,

Звідки розрахований гальмівний момент:

де І_зв.г – зведений до вала електродвигуна момент інерції рухомих мас візка у період гальмування, кг·м²; ω = 81,6 с^-1; t_г = t_п = 2,55 с (тривалість пуску візка із номінальним вантажем); М_ст.г. – зведений до вала двигуна статичний момент опору пересуванню візка у період гальмування, Н·м;

Опори пересуванню візка у період гальмування з вантажами масами Q; 0,5Q; 0,25Q та не завантаженого візка (Q = 0) при к_р = 1.0.

Зведені до вала електродвигуна статичні моменти сил опору пересуванню візка у період гальмування з вантажами масами Q; 0,5Q; 0,25Q і без вантажу (Q = 0):

Необхідні гальмівні моменти на швидкохідному валу приводу для зупинення візка з вантажами масами Q; 0,5Q; 0,25Q:

Гальмування здійснюється в режимі проти вмикання двигуна. Вважаючи, що прискорення під час гальмування не завантаженого візка буде таким самим, як і під час розгону, тобто a_г = 0,29 м/с², а тривалість гальмування: , визначимо необхідний гальмівний момент на швидкохідному валу приводу не завантаженого (Q = 0) візка:

Тривалість гальмування для вантажних візків мостових кранів не повинна перевищувати (3…4) с. [ 2].

Результати розрахунків механізму пересування вантажного візка наведено у таблиці 3.4.

Під час екстреного гальмування у разі вимкнення електричного струму не завантажений візок має зупинитись, пройшовши гальмівний шлях S_г = 0,173 м за час гальмування t_г0 = 0,67 с, гальмівний момент при цьому буде дорівнювати:

Вибираємо колодкове гальмо із гідроциліндром типу ТТ – 160, найбільший гальмівний момент Т_г.ном = 100 Н·м; діаметр шківа D_ш = 160 мм; ширина колодки в = 75 мм, із гідроприводом типу ТЕГ – 16. Тягова сила на штоку становить F_ш = 160 Н. Гальмо регулюємо на розрахунковий гальмівний момент дод. ( Е1-Е3). Гальмо ТТ – 160 вмикають у екстрених випадках, тобто у разі вимкнення електроенергії.

Вибір ходових коліс візка

За формою робочої поверхні ходові колеса поділяють на циліндричні, конічні, бочкоподібні.

За конструкцією – на одно-, дворебордні та безребордні. Ходові колеса виготовляють без спиць, із суцільними дисками, ливарним способом із сталі 40Л і 55Л, або штампуванням і прокатуванням на спеціальних колесопрокатних станах із сталі 35, 50, 70, 65Г, 50Г2, 38ХГН, а також збірні – великих діаметрів. Інколи колеса виготовляють із високоміцного чавуну. Для підвищення зносостійкості коліс, поверхню кочення термічно обробляють: НВ 300…400, h = 10…30 мм.

У візках мостових кранів застосовують одноребордні ходові колеса; для мостів – дворебордні колеса із циліндричним ободом. Безребордні із горизонтальними опорними роликами та колеса із конічним ободом (приводні) – для усунення перекосів моста.[2]

При розрахунку колеса на міцність, визначають силу, яка діє на одне ведуче колесо. За умови рівномірного навантаження на колеса візка, величина цієї сили буде:

де – вага вантажу (зчіпна вага), яка діє на ведучі колеса.

– зчіпна вага возика (визначалися раніше) за залежністю (31).

Розрахована сила, що діє на одне ведуче колесо:

де к₁ = 1,2 – коефіцієнт режиму роботи (табл.3.9);

γ – коефіцієнт змінності навантаження визначають за залежністю:

де G = 63760 Н – вага номінального вантажу; G₀ = 24520 Н – вага візка;

Користуючись таблицею 3.10 приймаємо мінімальне стандартне значення коефіцієнта j = 0,8.

Таблиця 3.9. Значення коефіцієнта режиму роботи

Таблиця 3.10. Значення коефіцієнта j – коефіцієнта змінності навантаження

Для колеса із сталі 65Г із твердістю поверхні кочення НВ320…350[2] місцеві напруження зминання при лінійному контакті (циліндричний обід колеса):

де Е_зв – зведений модуль пружності, Па; для сталевих колеса і рейки Е_зв = 2,1·10¹¹ Па;

в = 0,048 – робоча ширина рейки (переріз рейки 60х60 мм) [2] в = В-2r₁ = 60 – 2·6 48 мм;

r₁ = 6 мм – радіус заокруглення рейки; R = 125 мм – радіус колеса.

Місцеві напруження зминання для точкового контакту (конічний обід колеса і рейка із заокругленою головкою):

де R_max – більший із двох радіусів (R₁ або R_к) поверхонь, що контактують, м; R₁ – радіус заокруглення рейки, м; m – коефіцієнт, який залежить від співвідношення меншого та більшого радіусів контактних поверхонь: R_к/ R₁, якщо R_к < R₁, або R₁/ R_к, якщо R_к > R₁ (табл.3.11).

Таблиця 3.11. Значення коефіцієнта m