Министерство образования и науки Российской Федерации Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
advertisement
Министерство образования и науки Российской Федерации Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Южно-Российский государственный политехнический университет (Новочеркасский политехнический институт) имени М.И. Платова» На правах рукописи Стрельцов Сергей Владимирович УДК 621.86.01:62.592.2 ОБОСНОВАНИЕ СТРУКТУРЫ И СИЛОВЫХ ПАРАМЕТРОВ ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОЙ СИСТЕМЫ ТОРМОЖЕНИЯ КРАНА ПРОЛЕТНОГО ТИПА НА РЕЛЬСОВОМ ХОДУ Специальность 05.05.04 «Дорожные, строительные и подъемно-транспортные машины» Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук Научный руководитель: доктор технических наук, профессор В.А. Рыжиков Новочеркасск, 2014 г. 2 ОГЛАВЛЕНИЕ ВВЕДЕНИЕ ........................................................................................................ 4 1. СОВРЕМЕННОЕ СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ .................................................................................... 8 1.1. Влияние эксплуатационных факторов работы тормозов механизма передвижения на динамические нагрузки в металлоконструкции крана .............................................................. 8 1.2. Влияние торможения крана на состояние колес и подкранового пути ............................................................................ 12 1.3. Анализ конструкций тормозов механизма передвижения крана ................................................................................................... 15 1.4. Влияние конструктивных и технологических факторов на величину тормозного усилия, действующего на кран ............. 33 1.5. Выводы и постановка задач исследования ...................................... 40 2. ВЛИЯНИЕ РЕЖИМОВ ТОРМОЖЕНИЯ НА ДИНАМИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ В МЕТАЛЛОКОНСТРУКЦИИ КРАНА ........................... 42 2.1. Основные задачи исследования ........................................................ 42 2.2. Расчетная схема нагрузок .................................................................. 43 2.3. Определение нагрузок в металлоконструкции крана при торможении ................................................................................ 46 2.4. Исследование напряженного состояния металлоконструкции крана при торможении с перекосом ................................................ 55 2.4.1. Определение максимально нагруженного узла металлоконструкции ..................................................................... 55 2.4.2. Влияние неравномерности тормозных усилий на нагрузки в металлоконструкции крана при торможении ......... 57 2.4.3. Влияние эксплуатационных факторов на нагрузки в металлоконструкции крана при торможении ......... 59 3 2.4.4. Влияние геометрических характеристик крана на нагрузки в металлоконструкции крана при торможении ......... 60 2.5 Выводы по главе .................................................................................. 64 3. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОЙ СИСТЕМЫ ТОРМОЖЕНИЯ КРАНА .................................................... 66 3.1. Постановка задачи............................................................................. 66 3.2. Разработка системы торможения крана ........................................... 67 3.3. Принятые ограничения и допущения .............................................. 76 3.4. Расчет основных параметров тормозной системы ......................... 77 3.5. Математическая модель тормозной системы.................................. 88 3.6. Моделирование переходных процессов системы торможения крана на ЭВМ .................................................................................... 94 3.7. Выводы по главе................................................................................. 112 4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОЙ ТОРМОЗНОЙ СИСТЕМЫ КРАНА ........................................................ 113 4.1. Основные задачи экспериментальных исследований .................... 113 4.2 Выбор критериев подобия .................................................................. 114 4.3. Модельная установка ......................................................................... 118 4.4. Методика проведения испытаний .................................................... 123 4.5. Результаты экспериментальных исследований .............................. 126 4.6. Результаты производственных испытаний системы торможения крана ..................................................................................... 132 4.7. Выводы по главе................................................................................. 138 ВЫВОДЫ ПО РАБОТЕ .................................................................................... 139 БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК ............................................................. 142 ПРИЛОЖЕНИЯ ................................................................................................. 151 4 ВВЕДЕНИЕ Основным перегрузочным оборудованием предприятий промышленности в настоящее время являются мостовые и козловые краны. От их надежной работы зависит обеспечение нормального технологического процесса на предприятии. Работа посвящена решению актуальной задачи повышения надежности и безопасной эксплуатации кранов. Особую роль в этом играет повышение надежности тормозных устройств. При торможении кранов в механизме передвижения срабатывают тормоза, выполненные в виде колодок, взаимодействующие с тормозными шкивами. Краны с большим пролетом имеют индивидуальный привод, установленный на каждой стороне подкрановой балки для мостовых кранов и на опорах – для козловых кранов. Из-за наличия ряда факторов, таких как неодинаковые усилия затяжки тормозной пружины, неравномерный износ тормозных колодок, наличие загрязняющих веществ сила трения является непостоянной и изменяется в широких пределах. Вследствие этого возникает различный тормозной момент на приводных колесах крана. Это приводит к заносу одной из сторон крана, распору приводных колес при упоре реборд в подкрановый рельс и перекосу всей металлоконструкции. Резкое торможение крана приводит к появлению дополнительных нагрузок, которые передаются на металлоконструкцию, что снижает надежность крана в работе. В связи с вышесказанным актуальными являются задачи исследования влияния разности тормозных моментов на динамические нагрузки в металлоконструкции. Кроме того, необходимой является задача разработки нового тормозного устройства, способного обеспечить равенство тормозных моментов на обеих сторонах крана. Работа выполнена на кафедре «Машины и оборудование предприятий стройиндустрии» Шахтинского института (филиала) Южно-Российского 5 государственного политехнического университета (Новочеркасского политехнического института) им. М.И. Платова в соответствии с научным направлением кафедры «Теория и принципы создания робототехнических и мехатронных систем и комплексов». ЦЕЛЬ РАБОТЫ. дифференциальной пролетного Разработка системы типа, структуры торможения обеспечивающей и механизма повышение силовых параметров передвижения надежности крана крановой металлоконструкции за счет снижения в ней динамических нагрузок путем выравнивая тормозных моментов на ходовых колесах. МЕТОДЫ ИССЛЕДОВАНИЯ. При выполнении работы использовался комплексный метод исследований, включающий анализ современных конструкций тормозных устройств грузоподъемных машин, исследования влияния неравномерности тормозных усилий на напряженное состояние металлоконструкции, разработку системы торможения большепролетных кранов и ее исследование с применением ЭВМ, а также экспериментальные исследования в лабораторных и в промышленных условиях. НАУЧНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ. На защиту выносятся следующие основные научные положения: 1. Закономерности изменения напряжений в металлоконструкции крана в зависимости от неравномерности тормозных усилий на ходовых колесах, которые определяют уровень напряжений в элементах металлоконструкции, являющиеся критерием эффективности работы тормозной системы. 2. Допускаемый уровень напряжений в металлоконструкции достигается применением разработанной структуры дифференциальных систем торможения, созданной на основе гидравлических и электрических машин вращательного действия, обеспечивающих равенство тормозных моментов на ходовых колесах. 3. Математическая модель механизма передвижения крана с дифференциальной системой торможения, позволяющая получить зависимости изменения параметров системы в переходных режимах работы и определять рациональные параметры системы. 6 НАУЧНАЯ НОВИЗНА. Научная новизна диссертационной работы состоит в том, что: 1. Установлены закономерности изменения напряжения в металлоконструкции крана в зависимости от неравномерности тормозных усилий, полученные в результате применения разработанного метода расчета нагрузок напряженного состояния металлоконструкции, включающего в себя внешние силы, действующие на кран и силы, возникающие при контакте реборд колеса с рельсом. Также учитывается влияние расположения грузовой тележки и конфигурация привода механизма передвижения крана. Полученная в результате компьютерного моделирования величина напряжения в элементах металлоконструкции является критерием эффективности работы тормозной системы. 2. Допускаемый уровень напряжений в металлоконструкции достигается применением разработанной структуры дифференциальных систем торможения, созданных на базе гидравлических и электрических машин вращательного действия, основанных на принципе формирования и взаимодействия потоков гидравлической и электрической энергии при стабилизации силовых параметров исполнительных элементов. Использование дифференциальных систем торможения предложенной структуры позволяет снизить напряжения в узлах металлоконструкции крана не менее чем на 27%. 3. Разработанная математическая модель механизма передвижения крана с дифференциальной системой торможения учитывает взаимодействие потоков гидравлической и электрической энергии при совместной работе исполнительных элементов, время гидроаккумулятора нарастания и тормозного процесс усилия формирования при использовании тормозного усилия предохранительным клапаном. Полученные зависимости изменения параметров тормозной системы в переходных режимах работы позволяют определить рациональные параметры дифференциальной тормозной системы, необходимые для ее практической реализации. 7 ПРАКТИЧЕСКАЯ ЗНАЧИМОСТЬ РАБОТЫ заключается в разработке конструкции тормозного устройства, позволяющего обеспечить заданный тормозной момент, и методике расчета нагрузок в металлоконструкции крана, позволяющей определить рациональные режимы торможения. РЕАЛИЗАЦИЯ РАБОТЫ. Опытный образец электрической системы торможения механизма передвижения крана на основе электродвигателей переменного тока принят в производственную эксплуатацию на заводе ШРМЗ ОАО «Ростовшахтострой». Разработана техническая инструкция по эксплуатации системы торможения крана ККТ-5. АПРОБАЦИЯ РАБОТЫ. Основные положения работы докладывались и обсуждались на заседаниях кафедры «Естественнонаучные дисциплины» в 20112012 годах, кафедры «Машины и оборудование предприятий стройиндустрии» в 2013 году; на XIX Международном научном симпозиуме «Неделя горняка» (Москва, 2011); на Юбилейном XX Международном научном симпозиуме «Неделя горняка» (Москва, 2012); на Всероссийской научной конференции «Перспективы развития Восточного Донбасса» (Шахты, 2011-2013); на VIII Международной научно-практической конференции «Дни науки» (Прага, 2012); на IX Международной научно-практической конференции «Современные достижения науки» (Прага, 2013); на IV Международной научно-практической конференции «Научные аспекты инновационных исследований» (Самара, 2013). ПУБЛИКАЦИИ. Основные положения диссертационной работы изложены в 9 печатных трудах. Получен на патент на полезную модель № 127842 «Колодочный тормоз». 8 1. СОВРЕМЕННОЕ СОСТОЯНИЕ ВОПРОСЫ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ 1.1 Влияние эксплуатационных факторов работы тормозов механизма передвижения на динамические нагрузки в металлоконструкции крана Металлические конструкции кранов испытывают воздействие от разнообразных нагрузок, как статических, так и динамических. К статическим относятся нагрузки от массы металлоконструкции, грузовой тележки и поднимаемого груза. Существенное нагружение металлоконструкций кранов обусловлено динамическими нагрузками. Из всех кранов на рельсовом ходу наибольший уровень динамического нагружения имеют краны мостового типа, имеющие большие скорости передвижения или большие размеры пролетного строения и значительные массы крановых металлоконструкций. При работе механизма передвижения мостового крана на его силовые элементы действуют нагрузки, обусловленные взаимодействием механизма, привода, металлоконструкции и зависящие как от положения грузовой тележки в пролете и веса поднятого груза, так и от конструктивных параметров самого крана. Как известно, динамические нагрузки мостовых кранов возникают в следующих случаях [1,2,3]: 1) при разгоне и торможении крана; 2) при перекосе крана в горизонтальной плоскости относительно подкрановых путей, когда происходит ударное нагружение металлоконструкции моста вследствие взаимодействия реборд ходовых колес с подкрановыми путями; 3) при установившемся движении крана, когда его колеса проходят через неровные стыки рельсов; 4) при разгоне и торможении грузовой тележки; 9 5) при наезде крана на упоры. В литературе [4] указано, что основными из них являются динамические нагрузки, возникающие в периоды пуска и торможения крана и при движении крана по неровностям кранового рельсового пути. Пуско-тормозные режимы кранов сопровождаются большими динамическими нагрузками на механизмы и металлоконструкцию, интенсивным раскачиванием груза, что отрицательно сказывается на долговечности и производительности грузоподъемных машин, вызывает неприятные физиологические ощущения у машинистов. Вопросами исследования динамики грузоподъемных машин занимались многие ученые: В.Ф.Гайдамака [5], М.М.Гохберг [1,6 и др.], Т.С.Джигкаев [7], С.А.Казак[8], Б.С.Ковальский [9], М.С.Комаров [10], Н.А.Лобов [11 и др.], С.С.Смирнов [12], Д.Н. Спицына [13], Абдель-Рахман [14], А. Халид [15], и др. Как показали их исследования, одним из наиболее опасных режимов работы грузоподъемных машин является режим торможения механизмов передвижения. Если плавность пусковых моментов может обеспечиваться электрическими системами ступенчатого регулирования скорости, то тормозные процессы, как правило, протекают ударно. При торможении механизмов передвижения мостовых кранов отношение наибольшей динамической нагрузки к нагрузке статических сопротивлений может достигать значений 9-17 [5]. Определяющее влияние на характер и величину динамических нагрузок при торможении кранов оказывают тормозные устройства. Процесс торможения подавляющего большинства кранов осуществляется с помощью автоматически действующих тормозов. электрогидравлических Замыкание таких или тормозов, электромагнитных особенно колодочных электромагнитных, сопровождается резким наложением колодок на шкив, а, как показали исследования, проведенные Д.П.Волковым [16], удар тормозных колодок о шкив приводит к кратковременному, но существенному возрастанию динамических нагрузок. Исследования Н.А.Лобова [17] показали, что при торможении механизма передвижения крана первый пик динамических нагрузок в металлоконструкции, 10 который близок к максимуму (и иногда им и является), возникает в момент замыкания колодок тормоза. Согласно нормативам, максимальные значения горизонтальных инерционных нагрузок на металлоконструкции мостовых кранов не превышают 1/10 от вертикальных нагрузок. Однако, как показали многочисленные исследования, эти нагрузки при торможении механизмов передвижения, оснащенных автоматически действующими тормозами, могут быть значительно больше [18,19], что нередко приводит к поломкам механизмов и авариям. В работе [20] указывается, что на величину динамических нагрузок при торможении механизма передвижения большое влияние оказывает начальная тормозная сила. В работе Ф.Зедльмайера [21], на примере торможения механизма передвижения мостового крана тормозами с электромагнитным и электрогидравлическим толкателями показано, как, даже при незначительном повышении плавности торможения, сильно снижаются динамические нагрузки на металлоконструкцию. Свои особенности имеет торможение большепролетных козловых кранов. Поскольку в таких кранах применяется индивидуальный привод, причем приводы закреплены на разных опорных балках и связаны между собой лишь крановой металлоконструкцией. Когда на одну из опорных балок действует нагрузка меньше, чем на другую, происходит рассинхронизация работы двигателей и одна сторона крана начинает забегать относительно другой. Исследование механизмов передвижения с индивидуальным приводом [22] показывает, что при превышении соотношения пролета Lк базе крана B значения 6 повышается упругая деформация металлоконструкции крана и в ней возникают повышенные напряжения. Современные тенденции развития грузоподъемных машин обусловлены необходимостью повышения производительности погрузочно-разгрузочных работ. Одним из путей повышения производительности является увеличение рабочих скоростей. Однако все попытки добиться повышения 11 производительности только этим путем оканчивались снижением средней производительности работы крана по следующим причинам [23]: • увеличивалось время на точную остановку и на успокоение груза; • увеличивались простои в результате повышения износа и отказов аппаратуры из-за повышения числа включений. Натурными исследованиями крановых перегружателей мостового типа установлено, что если номинальные скорости при подъеме и спуске груза используются почти полностью, то при передвижении кранов и их тележек они используются малоэффективно. Это объясняется тем, что оператор, желая избежать колебаний груза при резком торможении, использует небольшую часть номинальной скорости механизма [24]. При расчете механизма передвижения крана с нормально замкнутым тормозом тормозной момент определяется с учетом действия расчетной ветровой нагрузки на кран в рабочем состоянии и наличия нормированного уклона пути. Но такое расчетное сочетание нагрузок имеет место не всегда, и при отсутствии ветровой нагрузки остановка крана сопровождается толчками, что приводит к интенсивному раскачиванию груза и колебаниям металлоконструкции [25,26]. Чтобы избежать этих нежелательных явлений, обслуживающий персонал нередко регулирует тормоза на меньший тормозной момент [26] или полностью их растормаживает [27,28], в результате чего возможны аварии и угон крана ветром. В 1964 году ВНИИПТМАШ провел обследование пятидесяти козловых кранов [28]. Обследование показало, что 30% машин работали с частично отрегулированными тормозами, 55% - с расторможенными и 15% - с одним нормально отрегулированным и другим распущенным тормозами. Аналогичные транспортных результаты машин были и получены оборудования и кафедрой подъемно- Ворошиловградского машиностроительного института в 1975-1976 гг при обследовании 68 кранов и крановых тележек фасонносталелитейного цеха ПО "Ворошиловградтепло-воз". Из 68 осмотренных механизмов передвижения кранов на 66 тормоза были расторможены. На крановых тележках 12 механизмов передвижения вообще не 12 были оснащены тормозами, а на остальных 56 - тормоза были расторможены [29]. Торможение механизмов передвижения с распущенными тормозами как правило осуществляется противовключением механизма передвижения [30]. Однако торможение мостовых кранов посредством противовключения вызывает значительно большие динамические нагрузки, чем при торможении тормозами [31]. Стоит отметить, что путем выбора рациональных тормозных механических характеристик приводов можно значительно уменьшить динамические нагрузки при приемлемой длительности торможения [32]. Недостатком же является то, что этот вид торможения сопровождается большими потерями электроэнергии [33], а при ее отключении может привести к аварии. Таким образом, вопрос о снижении динамических нагрузок в металлоконструкции крана в период торможения остается актуальным. 1.2. Влияние торможения крана на состояние колес и подкранового пути Повышение крановой надежности при торможении направлено на увеличение срока службы быстроизнашивающихся деталей. К их числу относятся крановые ходовые колеса и подкрановые рельсы. Короткий срок службы крановых колес и подкрановых рельсов приводит к повышению расходов на ремонт. Также возможен ущерб от простоев кранов и обслуживаемого ими оборудования в случае внепланового ремонта. Оценке напряженного состоянии материала колеса и рельса в зоне их контакта посвящено большое количество исследований. Выявлено, что срок службы колес обычно значительно меньше срока службы рельса [34]. Крановые рельсы могут служить в 10-15 дольше, чем крановые колеса. Анализ отказов кранового оборудования показал, что 10-12% времени простоев связано с выходом из строя ходовых колес. Величина расходов, связанных с восстановлением или заменой крановых колес достигает 15-17% от стоимости крана. Так, для восстановления колеса диаметром 800 мм стоимость ремонта одной реборды по отношению к стоимости нового колеса составит 22%; 13 поверхности катания – 44%; поверхности катания и двух реборд – 62-75%. На замену изношенных колес уходит 2-3 от общего количества производимых крановых ходовых колес. Для ходовых крановых колес допускается износ по толщине не превышающий 50% первоначальной толщины. Максимальная величина диаметрального размера раковин выкрашивания на рабочих поверхностях колеса составляет 10 мм [35], а допустимое искривление образующей беговой поверхности колеса – 2 мм [36]. Износ крановых колес изготавливаемых из сталей марок Сталь 45Л, 40Л, 60Л, 55Л происходит от трения металла о металл при больших знакопеременных динамических нагрузках, как по поверхности катания, так и по реборде. При этом если по поверхности катания колесо изнашивается в среднем на 6—10 мм на диаметр, то износ реборды составляет 15—25 мм на сторону, что в основном приводит к необходимости их замены через 1—3 месяца. Существует ряд причин повышенного износа колес кранов [37]. К числу основных причин можно отнести: - изменение статических нагрузок; - несоответствие движущих и тормозных сил сопротивления; - динамические нагрузки. К первой группе причин можно отнести изменение вертикальных нагрузок, возникающих при перемещении грузовой тележки, и конструкционные отклонения размеров крана, его элементов и рельсов от нормы. Вторую группу составляют причины, вызванные несоответствием движущих и тормозных сил сопротивления. Они возникают из-за изменения вертикальной нагрузки, неточности регулировки пусковых и тормозных характеристик двигателей и неточности регулировки тормозов. Динамические нагрузки из третьей группы причин можно разделить на вертикальные, горизонтальные (продольные) и поперечные. Вертикальные нагрузки возникают из-за зазоров в стыках рельсов и разности уровней стыкуемых рельсов. Горизонтальные нагрузки происходят от сил статического 14 сопротивления передвижению и тормозных сил. Поперечные нагрузки вызываются перекосом металлоконструкции крана и его ходовой части. В свою очередь перекос ходовых частей разделяется на монтажный, связанный с неточностью изготовления, и эксплуатационный, возникающий в процессе движения и торможения крана. В результате неравномерности износа колёс появляется значительная разница в диаметрах колёс на разных сторонах моста, что приводит к перекосам моста и интенсивному износу реборд колёс и боковых граней рельсов. Очень существенное влияние на износ подкранового пути и реборд колёс оказывает монтажный перекос ходовых колёс относительно друг друга и рельсов [38]. Все случаи перекоса колёс приводят к возникновению изгибающих, растягивающих и сжимающих напряжений в ферме моста или крановой балки и пропорциональным деформациям металлоконструкций крана в зависимости от сочетания этих напряжений. В конечном счёте, все деформации моста или крановой балки в упругих пределах сосредотачиваются и проявляют своё действие в местах контакта колёс с рельсами, в результате чего все колёса крана (4 или 8) работают под разными нагрузками и в разных условиях. Чем больше базовая длина моста или крановой балки, тем больший уровень деформаций и неравномерность нагрузки колёс, кроме того, весьма существенную роль играет положение тележки с грузом и чем ближе тележка к оси колонн, тем перекосы крана и износ выше. Крановые рельсы также подвергаются интенсивному износу. Согласно нормам Ростехнадзора допускается износ кранового рельса по поверхности качения 4…8 мм, по боковым поверхностям головки рельса 10 мм (по 5 мм с каждой стороны). Износ по вертикальному, горизонтальному или приведенному (вертикальный + 50 % от горизонтального) размеру профиля рельса не должен превышать 15% от номинального. К характерным, чаще всего встречающимся видам разрушения подкранового рельса относится срезание боковых граней рельса в результате перекоса ходовых колёс фермы и моста или местного или общего сужения 15 (расширения) расстояния между осями подкранового рельса. При движении крана вследствие недостаточной жесткости фермы моста и отсутствия разбега ходовых колёс одна сторона моста забегает вперёд, реборды ходовых колёс, упираясь в боковую грань подкранового рельса, срезают стружку. При большом износе кран сходит с рельсов. Большие усилия, возникающие при заклинивании моста, не только останавливают кран, но и разрушают крепления подкранового пути, что требует проведения длительного и дорогостоящего ремонта. Срезание боковых граней рельсов происходит также в результате перекоса валов (осей) ходовых колёс или из-за сужения расстояния между осями ходовых колёс в одной половине фермы моста крана. Указанные причины сокращают срок службы рельсового пути с проектных 8 лет (в среднем) до капитального ремонта - до 2…3 лет. 1.3. Анализ конструкций тормозов механизма передвижения крана Современный уровень отечественного краностроения и направление его дальнейшего развития, характеризующиеся увеличением грузоподъемности кранов и скоростей рабочих движений крановых механизмов, предъявляют к тормозным системам кранов повышенные требования. Тормоза подъемнотранспортных машин повышают безопасность работы этих машин и их производительность. Правила эксплуатации кранов предусматривают установку тормозных устройств на все крановые механизмы. Исследования крановых тормозов и их элементов рассмотрены в трудах М.П.Александрова [4,26,39,40,56], В.Ф.Гайдамаки [24], В.И. Дейнеги [41], В.И.Остапенко [42], А.Б.Парницкого [43], П.З.Петухова и Г.П.Ксюнина [44], Н.С.Ушакова [45], В.Н.Федосеева [18,39] и др. Механизмы передвижения грузоподъемных машин обязательно должны быть снабжены надежными тормозными устройствами, обеспечивающими 16 торможение до полной остановки на установленной длине тормозного пути. Для повышения эффективности период торможения должен быть как можно меньше, однако при резком торможения на элементы привода действуют высокие динамические нагрузки, вызывающие нарушение соединений, повышенный износ муфт, подшипников и ходовых колес. Механизмы передвижения электрических кранов и крановых тележек снабжаются управляемыми или автоматически действующими тормозами закрытого или открытого типа. При скорости движения кранов (тележек) свыше 32 м/мин, тормоза должны автоматически включаться при выключении тока [46]. Тормоза закрытого типа на кранах применяют в связи с тем, что они надежнее открытых и их неисправность легко обнаружить. Тормоза открытые иногда устанавливают на кранах в дополнение к закрытым в качестве вспомогательных тормозов для более быстрой и точной остановки механизмов передвижения. По характеру работы тормоза могут быть стопорными – для остановки механизма – и спускными – для ограничения скорости спуска. В кранах должны применяться только стопорные тормоза, которые обеспечивают остановку механизмов и удерживают их в неподвижном состоянии. Такими тормозами являются колодочные автоматическое или пружинное электромагнитами, дисково-колодочные замыкание; размыкание электрогидравлическими или тормоза, их имеющие осуществляется электромеханическими толкателями или гидравлическими управляемыми устройствами. Необходимый для остановки механизма тормозной момент создается моментами сил трения на рабочих поверхностях тормозных колодок или дисков. Колодочные тормоза благодаря целому ряду преимуществ (отсутствие поперечной нагрузки на тормозном валу, простота устройства, надежность действия и др.) имеют наиболее широкое применение для торможения крановых механизмов. В кранах с 17 электрическим приводом наибольшее распространение имеют электромагнитные колодочные тормоза [43]. На рис. 1.1 показан замыкающийся автоматически при выключении тока двухколодочный пружинный тормоз типа ТКТ с короткоходовым электромагнитом переменного тока (ВНИИПТМАШ). Вертикальные рычаги и шарнирно соединены с основанием, а колодки шарнирно с этими рычагами. К верхнему концу рычага жестко прикреплена скоба, внутри которой расположены шток и пружина. На штоке, между скобой и концом рычага расположена вспомогательная пружина. Пружина, установленная между скобой и гайками, навинченными на шток, служит для замыкания тормоза, а вспомогательная пружина способствует отходу рычага с колодкой от тормозного шкива при растормаживании. Рис. 1.1. Двухколодочный тормоз типа ТКТ 18 При выключенном электромагните сжатая рабочая пружина с помощью скобы и штока стягивает верхние концы рычагов, вследствие чего обе колодки прижимаются к тормозному шкиву, и тормоз замыкается. При включении электромагнита якорь, притягиваясь к сердечнику, поворачивается по часовой стрелке относительно оси своего шарнира и нажимает на конец штока тормоза. В результате пружина сжимается еще больше, рычаги поворачиваются относительно своих нижних шарниров, и обе колодки отходят от тормозного шкива. Короткоходовой электромагнит с якорем закреплен на рычаге, а его центр тяжести расположен справа от оси рычага. Поэтому момент, создаваемый силой тяжести электромагнита, стремится поворачивать рычаг по часовой стрелке и, следовательно, отводить правую колодку от тормозного шкива. Пружинные тормоза с короткоходовыми электромагнитами просты по конструкции и весьма компактны. Однако закрепление электромагнита на одном из рычагов создает большую разницу в моментах инерции рычагов. Поэтому при резком замыкании тормоза пружиной динамическая неуравновешенность тормозных рычагов вызывает неравномерное движение последних и резкие удары колодок о тормозной шкив. Это приводит к появлению кратковременно действующих (в течение сотых долей секунды) радиальных динамических нагрузок, которые в 2-3 раза превышают соответствующие статические силы давления колодок на тормозной шкив [47]. К другим недостаткам этих тормозов относится ограниченное число включений магнита (до 240 в час), резкие удары о сердечник электромагнита и о конец штока при размыкании тормоза и отсутствие возможности регулировать скорости движения якоря, вследствие чего нельзя плавно изменять тормозной момент во время торможения. В связи с этим в кранах большее распространение получают тормоза, в которых в качестве размыкающего устройства используются электрогидравлические толкатели, имеющие ряд преимуществ по сравнению с электромагнитными: практически неограниченное число включений, возможность работы толкателя при любом режиме, 19 повышенная долговечность, меньшая электрическая мощность и в 12-20 раз меньший пусковой ток. В электрогидравлических толкателях – одноштоковых и двухштоковых – используется принцип создания гидравлического давления под поршнем. При включении электродвигателя насос создает избыточное рабочее давление рабочей жидкости, вследствие чего поршень, а следовательно и шток, поднимаются вверх и удерживаются в этом положении в течение всего времени работы электродвигателя. Рабочая жидкость в это время перетекает из пространства над поршнем по каналам между цилиндром и корпусом к нижней части колеса. Соединяемый со штоком рычаг тормоза поворачивается и, преодолевая усилие пружины тормоза, разводит рычаги. Вследствие этого колодки отходят от шкива и тормоз размыкается. При отключении электродвигателя давление рабочей жидкости падает, и поршень со штоком под действием пружины тормоза и собственного веса опускается вниз. Необходимость применения в гидротолкателях рабочей жидкости создает определенные затруднения и неудобства в эксплуатации кранов, особенно при работе их в условиях низких температур. При понижении температуры окружающей среды вязкость рабочей жидкости в толкателе увеличивается, что приводит к увеличению момента сопротивления вращению ротора электродвигателя толкателя. В результате уменьшается число оборотов двигателя и крыльчатки центробежного насоса, вследствие чего напорное усилие штока толкателя уменьшается, а во время рабочего хода поршня толкателя увеличивается. Кроме того, к недостаткам электрогидравлических толкателей также относятся существенное уменьшение усилия на штоке при отклонении геометрической оси толкателя от вертикали и большее по сравнению с электромагнитным приводом время срабатывания. В связи с этим электромеханических проводятся приводов для работы, направленные тормозов, которые на создание обладали бы 20 достоинствами электрогидравлических толкателей и были лишены их недостатков. Довольно широкое применение получили центробежные толкатели с рычажной системой, обеспечивающие любую пространственную установку. Однако эти толкатели имеют больше число шарниров, недоступных для смазки, и нерациональный способ передачи рабочего усилия на шток [36]. Кроме того, время включения этого толкателя в зависимости от усилия на штоке и хода штока составляет 1,5 – 5 сек. Такая длительность процесса торможения может вызвать серьезные последствия. Уменьшение длительности торможения при использовании этих толкателей может быть достигнуть применением специального конического тормоза, который встраивается внутрь толкателя, замыкается особой пружиной и размыкается электродвигателем. Однако такое решение усложняет конструкцию толкателя и вызывает необходимость увеличения мощности двигателя толкателя на 30 – 50%. Существующие толкатели с вращающимися шарами, свободно располагаемыми между плоским днищем толкателя и вогнутой поверхностью нажимного диска и приводимыми во вращение лопастями вала толкателя, имеют более рациональную схему, чем рычажные толкатели, так как передача усилий от шаров на шток не вызывает у этих толкателей появления дополнительных вредных реакций, характерных для рычажных толкателей. Однако перекатывание шаров с большими скоростями по узким полоскам поверхностей дна корпуса толкателя и нажимного соответствующих диска поверхностей может с вызывать образование значительный канавок, которые износ могут препятствовать возвращению шаров в исходное положение после выключения двигателя. 21 Шаровые толкатели имеют малые углы наклона рабочих поверхностей дисков к горизонту, вследствие чего такие толкатели не могут быть выполнены с большим ходом штока и небольшим усилием на штоке. Вилочный толкатель принципиально отличается от рычажных и шаровых. Внутри корпуса толкателя установлен электродвигатель, вал ротора которого является хвостовиком плоской вилки. На внутреннюю поверхности вилки опираются свободно установленные центробежные цилиндрические грузы, охватываемые траверсой. При выключенном двигателе шток, испытывающий давление пружины тормоза, нажимает с помощью траверсы на центробежные грузы и заставляет их располагаться в нижней части вилки и касаться друг друга. При выключении двигателя вращающаяся вилка приводит во вращение центробежные грузы, которые, удаляясь друг от друга, перекатываются по внутренней поверхности вилки и, поднимаясь, воздействуют на траверсу, поднимая ее вместе с невращающимся штоком. Толкатель снабжен электромагнитным тормозным устройством, предназначенным для ускорения остановки ротора двигателя толкателя. Время опускания штока можно регулировать изменением магнитного потока катушки путем ввода сопротивления различной величины. Схема передачи усилий на шток у этого толкателя аналогична схеме шарового толкателя, но вилочный толкатель имеет ряд существенных преимуществ по сравнению с шаровым. Грузы вилочного толкателя имеют цилиндрическую форму, в результате чего они при одинаковых диаметрах имеют большие массы по сравнению с шарами, при более благоприятном использовании рабочего пространства толкателя и меньших габаритных размерах. При выключенном двигателе грузы толкателя касаются друг друга. Благодаря этому момент инерции вращающихся масс в начале разгона двигателя получается 22 минимальным. Конструкция вилочного толкателя сравнительно проста и не имеет шарниров, в связи с чем не требуется его регулирование и частые ремонты. Наряду с колодочными в крановых механизмах применяются и дисковые тормоза [48]. В таких тормозах фрикционные накладки выполняются в виде сплошного кольца и в связи с этим имеют коэффициент перекрытия, близкий к единице. При этом отвод тепла осуществляется только через цилиндрическую поверхность металлического диска, имеющую малую площадь. Проблема теплоотвода решена у гидрофицированных дисковых тормозов, имеющих почти 90% поверхности диска открытой [49]. Такой тормоз состоит из агрегата питания, включающего бак, шестеренчатый насос и электродвигатель и связанного с ним шлангами затормаживающего устройства. Последнее взаимодействует с тормозным диском, который закрепляется на конце вала или соединяется с ним муфтой. При использовании дисков разных диаметров создается тормозной момент от 10 до 50000 кГ∙см. Затормаживающее устройство состоит из одной или нескольких тормозных скоб, в каждой из которых помещены по две колодки, прижимаемые с обеих сторон к тормозному диску пакетом тарельчатых пружин. От диска они отжимаются давлением рабочей жидкости. В случае аварийного падения давления колодки автоматически затормаживают диск. Время срабатывания гидрофицированного дискового тормоза составляет тормоза 0,15 – 0,3 сек. По сравнению с колодочными эти тормоза имеют меньший момент инерции, более плавное торможение, простой монтаж и обслуживание. Дисково-колодочные тормоза, получающие все большее распространение, имеют ряд преимуществ: малый (около 0,1) коэффициент перекрытия, что позволяет увеличить теплоотдачу и обеспечить в связи с этим более высокие тормозные моменты, стабильность работы и увеличенный срок службы фрикционной пары; меньший момент инерции тормозного диска, чем у шкива, что снижает пиковую нагрузку электродвигателя и время (до 2 раз) пуска и 23 торможения; равномерность давления на тормозные накладки при равномерном их износе, что позволяет автоматизировать его компенсацию. Распространенные в настоящее время автоматические нормально- замкнутые колодочные тормоза имеют ряд недостатков, приводящих к резкому торможению, при котором возникают значительные нагрузки в элементах привода и металлоконструкции, интенсивное раскачивание груза. Исследования [24,50,51,52] показывают, что во избежание этих недостатков обслуживающий персонал часто "распускает" колодочные тормоза, а торможение крана осуществляется электродвигателем в режиме противовключения. При этом снижается срок службы электродвигателей, а в случае внезапного (даже кратковременного) исчезновения электроэнергии могут произойти тяжелые аварии. В связи с этим в последнее время находят широкое применение устройства для электродинамического торможения приводов передвижения грузоподъемных машин. Устройство для электродинамического торможения, с одной стороны, обеспечивает плавное торможение крана, вследствие чего существенно снижаются динамические нагрузки привода и металлоконструкции, уменьшается раскачивание груза, а с другой - повышает безопасность погрузочноразгрузочных работ, так как позволяет отрегулировать колодочный тормоз на номинальный тормозной момент. При этом тормоз срабатывает либо после остановки крана, либо при исчезновении электроэнергии. В работе [53] представлено устройство электродинамического торможения грузоподъемных кранов (рис 1.2). УДТ асинхронного двигателя 1, подключенного к сети через контакты 2, содержит трехфазный выпрямитель 3, вход которого подключен к обмотке ротора двигателя. Выход выпрямителя 3 через блок сравнения 4 и усилитель постоянного тока 5 подсоединен ко входу управляемого тиристорного выпрямителя 6, выход которого с помощью контактов 7 подключен к обмотке статора электродвигателя. Кроме того, к выходу выпрямителя 3 подсоединен один из входов блока сравнения 8, выход которого через усилитель 9 24 подключен к обмотке реле 10. Последнее управляет контактами 12, которые служат для подключения к сети привода толкателя колодочного тормоза 11. Рис. 1.2. Устройство динамического торможения УДТ позволяет реализовать следующие режимы торможения: - автоматический без обратной связи; - автоматический с отрицательной обратной связью от обмотки ротора двигателя; - управляемый (посредством педали). 25 Автоматический режим динамического торможения с отрицательной обратной связью позволяет ограничивать тормозной момент двигателя путем автоматического регулирования тока возбуждения в функции поддерживаемого постоянным выпрямленного тока ротора. Блок сравнения 4 сопоставляет задающее напряжение Uзад с выпрямленным напряжением обмотки ротора, поступающего с выхода выпрямителя 3. Если напряжение на выходе выпрямителя 3 больше величины Uзад, то на выходе блока 4 появляется напряжение отрицательной обратной связи, уменьшая выходной сигнал усилителя 5. Таким образом, установив определенную величину Uзад можно получить необходимый тормозной момент при работе УДТ в автоматическом режиме. Наряду с электродинамическим торможением применяется так же гравитационное торможение [41]. Гравитационное торможение основано на том, что при наезде крана на тупиковый упор кинетическая энергия движущегося крана переходит в его потенциальную энергию при подъеме центра масс на некоторую высоту. Это позволяет осуществить торможение крана. К крановым тормозам применяются довольно противоречивые требования. Они заключаются в том, что вместе с обеспечением плавной остановки крана с замедлением до 0,12 м/с2 для монтажных кранов и до 0,25 м/с2 для перегрузочных кранов при действии попутного ветра (скоростной напор 60 Н/м 2) и наличии нормированного уклона пути, тормоза должны удерживать кран от угона его при ветре интенсивностью 150 Н/м2. С целью удовлетворения этих требований ВНИИПТМАШ рекомендует применять комбинированную систему торможения, работающую так, чтобы при отсутствии ветра или при ветре, значительно меньшем расчетной величины, остановка крана осуществлялась достаточно плавно, а удержание крана в неподвижном состоянии было надежным. Эта система предусматривает две или даже три ступени торможения, обеспечивающие получение малых замедлений и дающие возможность крановщику при повышении силы ветра или в каких-либо других случаях экстренного торможения быстро останавливать кран [40]. Применение метода двухступенчатого 26 торможения механизма передвижения позволяет значительно улучшить эксплуатационные показатели мостовых кранов. Существуют следующие системы ступенчатого торможения: - два тормоза, установленные на быстроходном валу, один из которых срабатывает с выдержкой времени; - каждая тормозная колодка тормоза управляется своим электромагнитом, один из которых подключается параллельно на две Фазы двигателя, а второй имеет отдельную цепь питания, которая размыкается автоматически с выдержкой времени или управляется из кабины крановщика; - пружинногрузовые тормоза, в которых давление на колодки от веса груза создается с выдержкой времени после того, как начался процесс торможения за счет сил сжатой пружины; - комбинирование электродинамического торможения с механическим. Общими недостатками механических систем ступенчатого торможения является значительное усложнение конструкции и отсутствие возможности регулировать рабочие скорости в процессе торможения. Применение электродинамического торможения имеет свои недостатки - зависимость мощности тормозных характеристик от установленной мощности двигателей и частоты вращения вала, а также дополнительный нагрев двигателей в процессе торможения, что заставляет увеличивать мощность последних. Как показали многочисленные исследования, наиболее полно удовлетворяет всем требованиям бесступенчатый управляемый процесс торможения [54,55 и др.]. Такое регулирование скорости позволяет уменьшить динамические коэффициенты с 1,6 до 1,2 [56] и благоприятно сказывается на долговечности и работоспособности приводов и металлоконструкций кранов, ходовых колес и рельс. Плавная остановка грузоподъемных машин автоматически замыкающимися тормозами при работе с грузами различного веса неосуществима, так как 27 крановожатый не в состоянии воздействовать на процесс торможения. Регулирование процесса торможения оказывается возможным лишь при использовании управляемых тормозов, которые обеспечивают плавность и точность остановки кранов, повышение их производительности и безопасности эксплуатации. В современных конструкциях подъемных кранов, работающих с повышенными скоростями и снабжаемых подшипниками качения, управляемые тормоза стали особенно необходимыми. Наибольшее применение они нашли в механизмах передвижения и поворота. В механизмах передвижения могут быть использованы комбинированные, нормально разомкнутые и нормально замкнутые управляемые тормоза. Комбинированные тормоза в течение всего времени работы механизма остаются разомкнутыми усилием приводных устройств (как правило, электромагнитных или электрогидравлических), рассчитанных на постоянное включение. Торможение осуществляется с помощью педалей, величина тормозного момента пропорциональна усилию нажатия на педаль и может изменяться в весьма комбинированных широких тормозов пределах. В предусматривается кинематических независимость схемах действия управляемого привода и автоматического замыкания при включении основного приводного устройства. Поэтому при срабатывании конечных выключателей или при перерыве в подаче электроэнергии основное приводное устройство обесточивается и под действием усилия сжатой пружины тормоз автоматически замыкается, работая в этом случае как обычный стопорный тормоз. Применение комбинированных тормозов отвечает требованиям техники безопасности, согласно которым механизмы передвижения подъемных кранов и крановых тележек должны иметь тормозные устройства с автоматическим замыканием при подходах к конечным пунктам перемещения, а также при перерывах в подаче электроэнергии. Несмотря на большое разнообразие конструктивных форм нормально разомкнутых и комбинированных управляемых тормозов, принципиальная разница между ними весьма мала и, в основном, 28 заключается в различии схем рычажных систем управления или конструкций рабочих цилиндров гидравлических и пневматических систем. Типичная конструкция комбинированного тормоза представлена на рис.1.3. Рис. 1.3. Комбинированный тормоз. Работает такой тормоз следующим образом. Крановщик, нажимая на педаль 2, не отключая электромагнита через гидроцилиндр 3, создает необходимое давление рабочей жидкости в трубопроводе 7 и рабочем цилиндре 10. При этом поршень 9 сдвигается влево, а его шток 8 заставляет рычаг 13 повернуться относительно оси шарнира против часовой стрелки, вследствие чего правая колодка прижимается к тормозному шкиву. Одновременно, за счет давления рабочей жидкости на дно цилиндра 10, рычаг 5 поворачивается относительно оси нижнего шарнира по часовой стрелке и, с помощью тяги 4, поворачивает рычаг 1 в том же направлении. В результате обе колодки прижимаются к шкиву практически одновременно. Замыкание тормоза при прекращении подачи 29 электрического тока осуществляется автоматически пружиной 6, которая с помощью тяги 4 воздействует на рычаги 1 и 5. При включении электромагнита 12 сердечник 11 втягивается внутрь и тормоз размыкается [40]. В нормально разомкнутых тормозах, также как и в комбинированных, в процессе работы крана тормозные шкивы свободны, если отсутствует усилие на педалях и рычагах управления. При приложении усилия, тормоза замыкаются и производят торможение. Конструкции таких тормозов отличаются от комбинированных тем, что их размыкание производится не специальным приводным устройством, а сжатыми пружинами, усилия которых должны быть достаточны для преодоления сопротивлений в элементах тормозной системы при размыкании. Управление нормально разомкнутыми и комбинированными колодочными тормозами, как правило, пневматическое или гидравлическое. Пневматическое управление тормозами в грузоподъемных машинах не нашло широкое распространение из-за громоздкости и сложности агрегатов питания, включающих в себя компрессор с двигателем, ресивер, аппараты очистки воздуха. Кроме того к недостаткам пневматических систем управления следует отнести пониженную надежность работы при температуре ниже нуля вследствие замерзания конденсата и закупоривания проходных сечений трубопроводов. Гидравлическое управление тормозами, в котором для передачи энергии использовано свойство практической несжимаемости жидкости, отличают следующие положительные особенности: надежность в работе, быстрота реакции исполнительного механизма на соответствующие движения органов управления, простота синхронного включения двух или более тормозов от одной педали, простота регулирования процесса торможения и т.п. Но гидравлические системы управления не свободны и от недостатков, к которым можно отнести сложность выполнения надежных уплотнений между поршнями и цилиндрами (при возникновении неплотностей в соединениях трубопровода рабочая жидкость 30 вытекает и в гидросистему может проникнуть воздух, нарушающий нормальную работу гидроуправления или даже совсем выводящий его из строя), возможность замерзания рабочей жидкости при работе в условиях низких температур. К группе нормально разомкнутых тормозов можно отнести электромагнитные порошковые тормоза, которые в последнее время довольно часто и эффективно используются в механизмах передвижения [24,57 и др.]. Принцип действия таких тормозов основан на свойстве жидких или порошкообразных наполнителей увеличивать под действием магнитного поля свою вязкость и прочно "прилипать" к поверхностям подвижной и неподвижной частей тормоза. При относительном сдвиге рабочих поверхностей тормоза возникает сопротивление сдвигу от трения намагниченных частиц между собой. Наиболее интенсивно смещаются частицы, находящиеся в середине порошкового слоя; по направлению к рабочим поверхностям интенсивность сдвига снижается и частицы, прилегающие непосредственно к рабочим поверхностям, не имеют движения относительно этих поверхностей и, следовательно, рабочие поверхности тормоза в трении практически не участвуют и не изнашиваются. Изменение напряженности магнитного поля осуществляется путем изменения величины тока в обмотке возбуждения тормоза. При отсутствии магнитного поля подвижные и неподвижные элементы тормоза не связаны друг с другом, так как силы сцепления отсутствуют. При торможении механизмов передвижения такими тормозами кинетическая, энергия, превращаясь в тепловую, полностью выделяется на поверхности тормоза. Поскольку температура нагрева последнего ограничена классом изоляции обмоточного провода обмотки возбуждения (для лучших классов изоляции температура не должна превышать 180°С), то использование этих тормозов в тяжелом и весьма тяжелом режимах работы связано с увеличением их габаритных размеров, необходимым для улучшения охлаждения. Наиболее простыми и надежными являются нормально замкнутые управляемые тормоза. Их конструкции просты, а применение в механизмах не 31 требует установки второго тормоза. Такие тормоза, как правило, отличаются друг от друга конструкцией приводного устройства и способом управления (дросселирование перепускных отверстий [58], изменение частоты или напряжения в обмотке двигателя приводного устройства [59]). В качестве приводного устройства чаще всего используются электрогидравлические толкатели. Одна из модификаций управляемого тормоза с электрогидравлическим толкателем описана в работах Б.А.Левина [59]. Регулирование тормозного момента такого тормоза осуществляется изменением напряжения питания электродвигателя гидротолкателя при неизменной частоте. Для этой цели может быть использован любой тормоз с электрогидравлическим толкателем, например серийный колодочный тормоз типа ТКГГ, получивший широкое применение осуществляется гидротолкателя. с на отечественных помощью Схема регулятора регулирования кранах. Процесс напряжения напряжения регулирования питания двигателя электродвигателя гидротолкателя тормоза с помощью дросселей насыщения показана на рис. 1.4. Работает тормоз следующим образом. При отпущеной педали 1 напряжение на выходе линейного индукционного потенциометра 2 максимальное, следовательно, ток в обмотке подмагничивания дросселей насыщения 3, включенной через магнитный усилитель 4, и напряжение на двигателе 5 гидротолкателя тормоза максимальны и тормоз расторможен. По мере нажатия на тормозную педаль напряжение на выходе индукционного потенциометра уменьшается, напряжение на двигателе гидротолкателя также снижается и происходит плавное торможение механизма. При нажатии на тормозную педаль цепи управления приводным двигателем механизма отключаются выключателем (на схеме не показан), связанным с тормозной педалью. 32 Рис. 1.4. Схема регулирования напряжения электродвигателя гидротолкателя тормоза с помощью дросселей насыщения. К недостаткам таких тормозов следует отнести сложность и относительно большую стоимость электрогидравлических толкателей, возможность подтекания масла, невозможность эксплуатации толкателей при их отклонении от вертикали более чем на 15°, зависимость вязкости рабочей жидкости от температуры окружающей среды, в результате чего минимальное время срабатывания тормоза, по сравнению с паспортным значением, может увеличиваться в 3-4 раза. Вышеизложенное позволяет сделать вывод, что, наряду с улучшением конструкций существующих тормозных устройств, не снимаются вопросы создания новых типов тормозов, совершенствования их управления. 33 1.4. Влияние конструктивных и технологических факторов на величину тормозного усилия, действующего на кран Данные ПО "Сибтяжмаш", собранные на заводах, эксплуатирующих изготовленные этим производственным объединением краны, показывают недостаточную параметрическую надежность крановых тормозов. Из-за отказов тормозов, произошедших даже при полном соблюдении инструкции по эксплуатации, происходит не менее 10 % отказов кранов. Большая их часть – параметрические отказы. Служебные материалы ПО "Сибтяжмаш" свидетельствуют о том, что крановые тормоза по удельному весу в общем числе отказов превосходят только канаты. Таким образом, из всех изделий, комплектующих грузоподъемные краны, крановые тормоза могут считаться одними из самых ненадежных. Исследования [60,61] показывают, что основными факторами, обусловливающими недостаточную параметрическую надежность крановых тормозов являются нестабильность коэффициента трения, нестабильность результирующей величины силы нормального давления, наличие загрязняющих веществ, несвоевременность приложения тормозного момента. Непостоянство величины коэффициента трения выявлено еще в 30-х годах нашего столетия. С тех пор не найдено универсального и простого средства, позволившего бы устранить этот недостаток. Практически для всех фрикционных материалов, применяемых в тормозах в качестве обкладок, установлены зависимости коэффициента трения от условий внешней среды и нагруженности тормоза [39]. В особенно неблагоприятных условиях, например, на металлургических производствах, коэффициент трения в колодочном тормозе крана снижается в 1,5...2,2 раза, по сравнению с расчетным [61]. Причиной этому является появление на поверхности фрикционной накладки тонкой пленки из графита и прочих компонентов пыли из окружающей среды, именуемые "засаливанием" [62]. "Засаливание" представляет большую угрозу безопасности 34 эксплуатации крана. Процесс засаливания происходит за несколько десятков часов. Существует большое количество факторов, влияющих на величину коэффициента трения. Известны исследования, целью которых являлся поиск функциональной зависимости коэффициента трения от определяющих его параметров [63]. Для нахождения функциональной зависимости был использован статистический подход к коэффициенту трения: функция, которая связывала коэффициент трения с определяющими его параметрами, описывалась уравнением регрессии [64]. Однако формула, описывающая связь коэффициента трения с определяющими его величину факторами оказалась бесполезной для практических расчетов, что говорит об ограниченном характере этого подхода. Факторы, определяющие величину коэффициента трения, являются случайными величинами, поэтому в процессе эксплуатации тормоза невозможно заранее однозначно определить величину коэффициента тормоза. Возможным является лишь обозначить границы изменения этих факторов для каждого конкретного тормоза. Рассеивание величины коэффициента трения детерминированный результат расчета оценить не позволяет. Лабораторные эксперименты, проведенные для стационарного и для нестационарного режимов трения доказали, что во фрикционных парах коэффициент трения изменяется в широких пределах. На образцах, близких к фрикционным парам тормозов крана, были проведены эксперименты, показавшие серьезную вариативность коэффициента трения в зависимости от режима работы и нагруженности: коэффициент трения асбофрикционных материалов может изменяется в пределах 0,25…0,5 [65]; асбосмоляных – 0,2...0,45, композитных металло-керамических – 0,2...0,8 [41]. Невозможно решить проблему параметрической надежности фрикционной пары тормоза, определив наихудшие условия для работы конкретного тормоза, рассчитав и замерив соответствующий этим условиям коэффициент трения и настроив тормоз на требуемый тормозной момент с учетом полученной величины. Исследования показывали, что обусловленные непостоянством 35 коэффициента трения колебания тормозного момента при одинаковом тормозном режиме происходят от одного цикла торможения к другому [66]. Однако существует зависимость коэффициента трения в тормозе от числа циклов торможения при неизменных условиях. Разброс характеристик происходит вследствие неодинаковости свойств одного и того же фрикционного материала разных партий [67], что также может сыграть неблагоприятную роль в практике. Случайность коэффициента трения – объективная реальность и в ближайшее время вряд ли возможно создание фрикционного материала с безусловно постоянным коэффициентом трения. В таком случае создание тормозных устройств, которые будут способны учитывать случайную природу фрикционных сил и позволят обеспечивать требуемое постоянство тормозного момента, является самым перспективным путем повышения параметрической надежности. В таком случае попытки полностью отказаться от фрикционных тормозов становятся вполне логичными. Есть несколько типов тормозов, использующих нефрикционные силы для поглощения кинетической энергии механизма: порошковые тормоза, гидравлические тормоза, электромагнитные силы при торможении электродвигателем, рекуперативные (запасающие энергию). Электрическое торможение можно использовать для торможения крановых механизмов [68], но для него необходимо поступление энергии из электросети, что не дает возможности удержания механизма передвижения крана в заторможенном состоянии при ее отключении, в том числе случайном. К тормозам, регулирующим скорость, но не способным совершить полную остановку механизма, относятся порошковые тормоза и тормоза, обеспечивающие гидродинамическое торможение [39]. Тормозной момент этих тормозов зависит от скорости затормаживаемого объекта. Только тормоза на основе объемных гидромашин, при соответствующем управлении ими, могут остановить механизм и удержать его в остановленном состоянии. Нестабильность результирующей величины силы нормального давления также оказывает влияние на величину тормозного усилия. Сила нормального 36 давления, возникающая между телами фрикционной пары тормоза, создается усилием замыкателя (груз, пружина и др.). Затем усилие посредством рычажношарнирной системы передается к фрикционной паре, прижимая ее элементы друг к другу. В нестабильность результирующей величины силы нормального давления вносят свой вклад и фрикционная пара, и замыкатель, и рычажношарнирная система. Создаваемая замыкателем величина усилия случайна из-за рассеяния свойств тормозов одного типоразмера (например, несовпадение жесткостей однотипных пружин), так и неточностью установки требуемого усилия замыкателя (например, погрешности установки требуемой деформации пружины). Дополнительное влияние на значение силы нормального давления в тормозах с пружинным замыканием оказывает износ фрикционных накладок. Требуемая точность установки усилия пружины обеспечивается при проектировании тормоза с помощью соответствующих конструктивных мероприятий. По ГОСТ 16118-70 разброс возможного несовпадения величин жесткостей однотипных пружин может быть ограничен до 10%. Так же этот стандарт оговаривает достаточно простые и доступные методы контроля свойств пружин. Погрешность установки требуемой величины деформации пружины может быть обеспечена в пределах долей миллиметра. Для этого необходимо предусмотреть в конструкции тормоза настройку длины пружины, например, с помощью калиброванных дистанционных шайб. Упомянутые мероприятия относятся к сфере инженерной деятельности и не требуют научных изысканий, поскольку используемые технические решения достаточно известны. Так же с помощью компенсатора износа может быть устранено влияние износа фрикционных накладок на развиваемое замыкаемой пружиной усилие. Компенсатором износа здесь является специальное устройство, входящее в состав рычажно-шарнирной системы тормоза, позволяющее сохранить первоначально установленные зазоры в паре тормоза и длину замыкающей пружины. Известно большое количество вариантов таких устройств. В серийно выпускаемых колодочных крановых тормозах указанные выше методы обеспечения повышенной стабильности усилия, создаваемого замыкающей 37 пружиной, к сожалению, не применяются, хотя их использование могло бы обеспечить несовпадения усилия замыкателя в пределах 15%. Это в несколько раз меньше аналогичного показателя используемых ныне серийных крановых колодочных тормозов. В то же время даже обеспечив абсолютную точность величины усилия, создаваемого замыкателем, не получится в полной мере решить проблему недостаточности параметрической надежности крановых тормозов. Упомянутое усилие становится случайным, изменяясь в рычажно-шарнирной системе и фрикционной паре тормоза. Рычажно-шарнирная система трансформирует создаваемое замыкателем усилие в силу прижатия элементов фрикционной пары друг к другу. Посреднические свойства системы характеризуются величинами передаточного числа (п.ч.) и к.п.д. Постоянство этих величин непосредственно влияет на постоянство передаваемого усилия. Точность изготовления, обеспечиваемая технологией производства, в конечном итоге определяет рассеяние свойств рычажно-шарнирных систем одного типоразмера. Случайные изменения п.ч. и к.п.д. каждого конкретного тормоза обусловливаются в основном износом и загрязнением шарниров. Вряд ли возможно устранить эти возникающие под влиянием условий эксплуатации причины. Разные тормоза по-разному реагируют на влияние упомянутых выше причин из-за наличия тех или иных особенностей, заложенных в их конструкцию. Назовем эти особенности конструкции «конструктивными факторами». Их использование способно повысить "сопротивляемость" тормоза загрязнению и износу шарниров, неточностям изготовления и в конечном итоге обеспечить минимальное рассеяние п.ч. и к.п.д. Фрикционная пара тормоза вносит свой вклад в нестабильность силы нормального давления. Прижатие друг к другу тел фрикционной пары создает распределенное нормальное усилие между ними. Закон распределения нормального усилия по площади фрикционной пары неравномерен. Кроме того, неравномерность распределения давлений нестационарна. Она меняется под воздействием явлений, связанных с эксплуатацией тормоза. 38 Даже при идеальном постоянстве силы прижатия колодок к шкиву и идеальной параллельности осей крепления колодки и тормозного шкива распределение нормальных усилий по площади контакта колодки и тормозного шкива неравномерно и нестационарно [40]. Непараллельность же осей, которая возникает вследствие неточной начальной регулировки тормоза, износа материала фрикционной пары при работе, различного рода вибраций или других динамических явлений, препятствует прилеганию колодки к шкиву по всей плоскости. Это делает закон распределения неравномерность непредсказуемым, распределения давления. усугубляя изначальную Нестационарность закона распределения обусловливает случайность результирующей величины силы нормального давления во фрикционной паре тормоза. Традиционная конструкция фрикционной пары колодочного тормоза неспособна обеспечить сохраняемость закона распределения давления по площади контакта. Причиной этому является наличие избыточных связей в рычажно-шарнирной системе тормоза крана. Шарнирное крепление колодки к тормозному рычагу представляет собой кинематическую пару 5-го класса. Непараллельность осей шкива и колодки, возникающая при эксплуатации тормоза, не может быть скомпенсирована при этом закреплении колодки. Результат этого случайного взаимного расположения тел фрикционной пары - непредсказуемость тормозного момента, развиваемого тормозом вследствие непредсказуемости результирующей величины силы нормального давления. Еще одним влияющим на величину тормозного усилия фактором является несвоевременность приложения тормозного момента. Главным образом несвоевременность приложения тормозного момента происходит из-за недостаточной надежности привода тормозного устройства. Других факторы влияют несущественно. Например, увеличение времени срабатывания тормоза из-за загрязнения шарниров рычажной системы пренебрежимо мало по сравнению с общим временем торможения. Таким образом, его влияние на параметрическую надежность практически незаметно. Полный же отказ привода, как правило, влечет за собой невозможность обеспечить требуемое тормозное усилие. При этом 39 нормально закрытый крановый тормоз может замкнуться самостоятельно, без команды крановщика. Работа механизма с включенным приводным двигателем и закрытым тормозом влечет за собой целый комплекс неблагоприятных явлений: от нерасчетных нагрузок в механизме, до резкого уменьшения ресурса тормоза. Очевидно, что у различных типов приводов тормозных устройств надежность различна. Следовательно, одним из путей обеспечения заданной параметрической надежности кранового тормоза является использование наиболее надежных приводов. На подавляющем большинстве современных крановых тормозов установлен привод от электрогидротолкателя или электромагнитный привод постоянного тока. Популярность распространения упомянутых типов тормозов неслучайна и обусловлена их большей практичностью и удобством эксплуатации, что Перспективные обеспечивается, типы приводов главным с образом, надежностью. электромеханическими или магнитогидротолкателями пока имеют довольно ограниченное распространение. Трудно сказать определенно: вызвано ли это недостаточной практичностью таких приводов; или же это явление – результат неудовлетворительного положения с внедрением новой техники в промышленность. В любом случае, однозначно сравнить надежность новых типов приводов с имеющимися не представляется возможным. Для кранов, в которых остро стоит проблема обеспечения высокой параметрической надежности тормозов, вряд ли возможно избежать модернизации находящихся в эксплуатации стабильности тормозного колодочных момента, тормозов. требуемое для Однако, повышение обеспечения высокой параметрической надежности и, следовательно, безопасности работы крана и высокой эффективности, требует стабилизации или устранения всех указанных выше факторов. Исключить какой-либо из них нельзя, поскольку невыполнение работ по одному из направлении может полностью ликвидировать результаты, достигнутые разработкой остальных путей. Таким образом, вместо модернизации уже существующих тормозов имеет смысл разработка нового тормозного устройства. 40 1.5. Выводы и постановка задач исследования На основании проведенного анализа литературных источников по системам торможения приводов грузоподъемных машин можно заключить следующее: 1. Наиболее существенное нагружение металлоконструкции крана обусловлено динамическими нагрузками, основными из которых являются нагрузки, возникающие в периоды пуска-торможения крана и при движении крана по неровностям кранового рельсового пути. 2. Одним из наиболее опасных режимов работы грузоподъемных машин является режим торможения механизмов передвижения. Определяющее влияние на характер и величину динамических нагрузок при торможении кранов оказывают тормозные устройства. 3. Динамические нагрузки, возникающие при торможении, приводят к износу подкрановых колес и рельсов. Проведенный анализ работ показал, что основной причиной повышенного износа колес и рельсов является эксплуатационный и монтажный перекос крановых колес. 4. Анализ конструкций тормозов и оценка их параметрической надежности показали, что конструкции тормозов, используемых в настоящее время, имеют недостатки и не всегда способны обеспечить требуемый тормозной момент. Наиболее распространенные в настоящее время колодочные тормоза не могут обеспечить равенство тормозных моментов, что может привести к образованию перекосов, а их недостаточная надежность – к отказу тормоза и аварии. Таким образом, анализ литературы по системам торможения привода грузоподъемных машин позволяет наметить следующие основные задачи исследования: 1. Разработать методику расчета нагрузок в металлоконструкции крана в зависимости от тормозных усилий, эксплуатационных факторов и геометрических параметров крана. 41 2. Провести математическое моделирование влияния неравномерности тормозных усилий на напряженное состояние металлоконструкции с целью определения рациональных режимов торможения. 3. Разработать индивидуальным систему приводом торможения рабочих большепролетных колес, обеспечивающих кранов с равенство тормозных усилий и математическую модель механизма передвижения крана, оборудованного такой системой. 4. Провести исследование математической модели и разработать методику расчета основных параметров системы торможения. 5. Разработать экспериментальную установку системы торможения крана и провести лабораторные и промышленные испытания. 42 2. ВЛИЯНИЕ РЕЖИМОВ ТОРМОЖЕНИЯ НА ДИНАМИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ В МЕТАЛЛОКОНСТРУКЦИИ КРАНА 2.1. Основные задачи исследования Из анализа литературы, приведенного в предыдущей главе, видно, что при торможении вследствие недостаточной неравномерного параметрической износа колес и надежности крановых рельсов, из-за тормозов на противоположных сторонах крана могут возникать неравные тормозные усилия. В этом случае торможение крана сопровождается перекосами, возникающими изза отставания или забегания одной из сторон крана относительно другой. Перекос приводит к несвободному движению крана, когда реборды колес начинают касаться головок рельсов. Число колес, вступающих в контакт с рельсом, зависит от состояния ходовых колес, подкранового пути и геометрических параметров крана. С другой стороны, контакт реборд с рельсом ограничивает перекос крана и предотвращает уход колес с подкранового пути. Однако, при перекосе повышается износ ходовых колес и подкрановых рельсов, а также увеличиваются нагрузки в металлоконструкции. Целью исследования неравномерности в тормозного данной усилия главе на является нагрузки оценка влияния в крановой металлоконструкции. В соответствии с этим основные задачи исследования: - определить нагрузки, действующие на металлоконструкцию крана при различных режимах торможения; - выявить наиболее неблагоприятные режимы торможения крана; - определить наиболее нагруженные узлы металлоконструкции крана при неравномерности торможении; - установить влияние неравномерности тормозных усилий, эксплуатационных факторов и геометрических параметров крана на нагрузки в металлоконструкции. 43 2.2. Расчетная схема нагрузок При торможении крана, перемещающегося по рельсовому пути, его элементы воспринимают нагрузки, обусловленные взаимодействием механизма передвижения, привода, тормоза, металлоконструкции крана, подкранового рельсового пути и перемещаемого груза. Величина этих нагрузок зависит от эксплуатационных показателей, конструктивных параметров и от отклонений подкрановых путей от их проектных значений. Чтобы установить влияние неравномерности торможения крана на нагружение металлоконструкции и разработать расчетную схему нагружения металлоконструкции крана, рассмотрим 1-й расчетный случай, когда на кран действует нормальная нагрузка рабочего состояния с учетом веса груза и грузозахватного устройства, собственный вес металлоконструкции крана, динамические и ветровые нагрузки [4]. При этом учитывалось, что наибольшая неравномерность тормозного усилия возникает при расположении груза в крайних положениях возле опор крановой балки. Расчет металлоконструкции проводится с учетом допускаемых напряжений на усталость. При торможении крана без перекоса на его ходовую часть действуют следующие нагрузки: 1) Fт – усилие, создаваемое крановым тормозом: М F Т R , К (2.1) М – момент, создаваемый тормозом на крановом колесе; Rк – радиус кранового колеса. 2) Wин – сопротивление торможению от сил инерции: Wин (G GK ) K , g t торм где G – вес транспортируемого груза; GK – собственный вес крана или тележки; υК – скорость движения крана; g – ускорение свободного падения; (2.2) 44 tторм – время торможения: t торм K a , [а] – допустимое ускорение при торможении крана. 3) WС – статическое сопротивление передвижению крана. Статическое сопротивление передвижению рассчитывается согласно методике, представленной в [69]: Wс Wтр Wкр Wпер , (2.3) где Wтр – сопротивление от трения в ходовых частях на прямолинейном участке пути: Wтр (G GK ) цdц 2 f DK kp , (2.4) µц – коэффициент трения подшипников, приведенный к цапфе колеса; dц – диаметр цапфы; f – коэффициент трения качения; kp – коэффициент, учитывающий трение реборд и ступиц колес; DК – диаметр колеса; Для груза, смещенного к левой стороне крана (рис 2.4) сила сопротивления от трения на каждом колесе левой стороны крана будет равна: Ga G d 2 f Wтр к kр, 4 Dк 1,2 4L (2.5) где а – расстояние грузовой тележки от правой опоры. Для колес правой стороны крана сила сопротивления от трения будет равна: G ( L a) Wтр 3,4 4L G d 2 f к kр 4 Dк (2.6) Wкр – сопротивление передвижению на криволинейных участках пути. Зависит от отношения базы и колеи крана к радиусу закругления пути, от конструкции ходовых частей и определяется опытным путем. Для данного исследования сопротивлением на криволинейный участках и сопротивлению от 45 уклона пути можно пренебречь, приняв допущение, что кран движется по прямолинейному рельсовому пути без уклона. Wпер – сопротивление передвижению от перекосов. Эта составляющая сопротивления передвижению учитывается отдельно. Методика ее расчета будет представлена ниже. Для кранов, работающих на открытом воздухе, следует также учитывать влияние ветровой нагрузки. Учитывается среднее давление ветра рабочего состояния, которое складывается из статической и динамической составляющих. Согласно [69], статическую составляющую ветровой нагрузки следует определять по формуле: P ( p Fn ) , В B (2.7) где Fn – расчетная наветренная площадь конструкции и груза; pВ – распределенное давление ветра: p qkcn , В где q – динамическое давление ветра; k – коэффициент изменения динамического давления; с – коэффициент аэродинамической силы; n – коэффициент перегрузки. Динамическая ветровая нагрузка определяется по формуле: P д 3mп P , В B где mп – коэффициент пульсации скорости ветра; ξ – коэффициент динамичности. При торможении кранов с раздельным приводом из-за неравномерности тормозных усилий или эксплуатационных факторов [4, 70, 71], влияющих на величину статического сопротивления передвижению, происходит отставание или забегание одной стороны крана относительно другой и может образоваться перекос. Перекос крана вызывает появление поперечных горизонтальных нагрузок и дополнительное сопротивление передвижению крана. 46 Величина контактной силы, приведенной к колесу крана: - при перекосе линейно расположенных колес составит: L R (W W ) к , B nDк А (2.8) - при перекосе диагонально расположенных колес составит: L2к B 2 R (W W ) B А nDк (2.9) где WA, WB –тормозные усилия на соответствующей стороне крана. LK – пролет крана; B – база крана; n – число колес, реборды которых вступаю в контакт с рельсом. Также при скольжении реборды колеса по рельсу возникает осевая сила трения скольжения Fтр.о.: Fтр .о. f ск R , (2.10) где fск – коэффициент трения скольжения. При идеальной геометрии крана и рельсового пути при перекосе кран вступает в контакт с рельсом всеми четырьмя колесами. Однако, в реальных условиях из-за неточности монтажа, повышенном износе реборд колес одной стороны крана или подкрановых рельсов контакта четырех колес не происходит. Принято допущение, что при перекосе в контакт с рельсом вступают реборды двух колес, расположенных на противоположных сторонах крана. С учетом всех сил при торможении крана с перекосом схема нагрузок примет вид, показанный на рис 2.1. 2.3. Определение нагрузок в металлоконструкции крана при торможении Определение силовых факторов, действующих в элементах металлоконструкции крана, как правило, выполняется на ЭВМ. Для расчета динамических нагрузок в металлоконструкции, а особенно нагрузкок перекоса, 47 рекомендуется использовать расчетные комплексы или программы для расчета, такие как МАРСС, ЛИРА, РАСК и прочие. Для расчета нагрузок в металлоконструкции крана была выбрана система автоматизированного расчета и проектирования APM WinMachine. Имеющиеся в составе APM WinMachine расчетные и графические инструменты позволяют проводить анализ напряженно-деформированного состояния трехмерных объектов любой сложности при произвольном закреплении, статическом или динамическом нагружении [72, 73, 74]. Для анализа влияния режимов торможения на динамические нагрузки в металлоконструкции крана используется модуль конечно-элементного анализа APM Structure 3D. Для расчета нагрузок в металлоконструкции крана с целью определения наиболее неблагоприятных случаев торможения рассмотрим торможение крана без перекоса (рис 2.3) и торможение с перекосом крана с линейным расположение приводов (рис. 2.1) и с диагональным расположением приводов (рис 2.2). 48 Рис. 2.1. Схема нагрузок, действующих на ходовую часть крана с линейным расположением приводов при торможении с перекосом. 49 Рис. 2.2. Схема нагрузок, действующих на ходовую часть крана с диагональным расположением приводов при торможении с перекосом. 50 Рис. 2.3. Схема нагрузок, действующих на ходовую часть крана при торможении без перекоса. 51 Моделирование проведено на модели козлового крана ККС-12,5-20, созданной в модуле 3D Structure APM WinMachine. Технические характеристики крана ККС-12,5-20, необходимые для расчета и моделирования, показаны в табл. 2.1 [75]. Коэффициенты, используемые при расчетах, представлены в табл. 2.2. Таблица 2.1 Основные характеристики козлового крана ККС-12,5-20 Грузо- Вес Скорость Пролет подъем- крана крана, крана ность G, т GK, т υK, LK, м База Диаметр Диаметр Тормозной крана, ходового B, м колеса, м/мин 12,5 41 63 цапфы, момент, dц, мм MT, Н·мм 105 200000 DK, мм 20 11 630 Таблица 2.2 Расчетные коэффициенты Приведенный коэф. трения Коэф. трения Коэф. трения Коэф. трения подшипников, µц качения f, мм реборд kp скольжения fск 0,015 0,6 1,1 0,1 Для определения наиболее неблагоприятного случая торможения модель крана ККС-12,5-20 нагружается силами, возникающими в металлоконструкции при перекосе и рассчитанными по формулам, представленным в разделе 2.2. Рассчитанные величины сил представлены в табл. 2.3. Расчет ведется при неравномерности тормозных усилий, равной 50%. 52 Таблица 2.3 Нагрузки, действующие на кран ККС-12,5-20 при перекосе Fт1, Н Fт2, Н 634 317 Wин, Н WС 1,2, WС3,4, Н Н 640 504 10920 Rлин, Н Rдиаг, Н 5039 5751 Fтр.о. л, Fтр.о. д, Н Н 504 575 В результате компьютерного моделирования процесса торможения крана ККС-12,5-20 определены максимальные моменты и напряжения в металлоконструкции крана для каждого варианта нагружения при торможении с перекосом и при торможении без перекоса. Обработанные результаты моделирования сведены в таблицу 2.4. Таблица 2.4 Результаты моделирования процесса торможения крана ККС-12,5-20 Перекос крана с Перекос крана с линейным диагональным Без расположением расположением перекоса приводов приводов Момент Mx-y, Н∙м 2913 3026 65 Момент Mx-z, Н∙м 13120 13460 2374 Момент кручения, Н∙м 767 788 251 191,5 197,9 28,9 Схема нагружения Максимальное напряжение, МПа На рис. 2.4 показано распределение изгибающих моментов в металлоконструкции крана с линейным расположением приводов в плоскости x-y, параллельной крановым рельсам. Появление изгибающих моментов в этой 53 плоскости вызвано разностью между инерционными силами, препятствующими торможению крана (Wин) и силами, приложенными к крановым колесам, таким как тормозные усилия (Fт), сопротивления передвижению (Wc), а также возникающими при перекосе осевыми силами трения скольжения (Fтр.о). Рис. 2.4. Изгибающий момент в металлоконструкции крана ККС-12,5-20 (плоскость x-y) На рис. 2.5 показано распределение изгибающих моментов в металлоконструкции крана с линейным расположением приводов в плоскости x-z, перпендикулярной крановым рельсам. Основной причиной возникновения изгибающего момента в этой плоскости являются контактные силы R. Изгибающие моменты в плоскости x-z на порядок превышают изгибающие моменты в плоскости x-y и оказывают существенное влияние на величину напряжений в металлоконструкции. При торможении без перекоса контактные силы R и осевые силы трения Fтр.о отсутствуют. Этим вызваны низкие показатели величины изгибающих моментов и напряжений при таком торможении. 54 Рис. 2.5. Изгибающий момент в металлоконструкции крана ККС-12,5-20 (плоскость x-z) Таким образом, можно сделать вывод, что при торможении с перекосом существенно увеличиваются напряжения в металлоконструкции опор крана. Большое влияние на величину напряжений оказывают изгибающие моменты в плоскости, перпендикулярной крановым рельсам, вызванные наличием контактных сил, возникающих при касании реборды кранового колеса с рельсом. 55 2.4. Исследование напряженного состояния металлоконструкции крана при торможении с перекосом 2.4.1. Определение максимально нагруженного узла металлоконструкции Как следует из предыдущего раздела, появление дополнительных нагрузок от перекоса опор металлоконструкции вызывает повышенные напряжения в его элементах. В некоторых случаях эти напряжения могут превысить допускаемые, что может привести к снижению надежности грузоподъемных машин и выходу их из строя. Для повышения безопасности эксплуатации кранов важной является задача определения узла металлоконструкции, в котором возникают максимальные напряжения. Результаты расчёта напряжений от действия изгибающих моментов в элементах металлоконструкции крана КК-12,5-32, характеристики которого представлены в таблице 2.5, показаны на рис. 2.6 и рис. 2.7. Таблица 2.5 Основные характеристики козлового крана КК-12,5-32 Грузоподъемность G, т 12,5 Вес Скорость Пролет База крана крана, υK, крана крана, GK, т м/мин LK, м B, м 40 63 32 8 Диаметр ходового колеса, DK, мм 500 Диаметр цапфы, dц, мм 62,5 Тормозной момент, MT, Н·м 200 56 Рис. 2.6. Распределение напряжений в металлоконструкции при перекосе крана с линейным расположением приводов Рис. 2.7. Распределение напряжений в металлоконструкции при перекосе крана с диагональным расположением приводов 57 Из-за неравномерности усилий, приложенных на разных сторонах крана, возникает крутящий момент, приводящий к контакту реборд крановых колес и рельса. М кр (W W ) l , В А где l – расстояние между приводными колесами крана. При жестком закреплении опор крана и крановой балки силы, вызываемые перекосом, приводят к появлению в опорах изгибающих моментов величиной: М изг Fк h , где ΣFк – сумма сил, приложенных в точке контакта колеса с рельсом; h – высота опоры. По результатам моделирования можно сделать вывод, что максимальные изгибающие моменты, а, следовательно, и напряжения, возникают в местах закрепления опоры с крановой балкой. 2.4.2. Влияние неравномерности тормозных усилий на нагрузки в металлоконструкции крана при торможении. Как было сказано ранее, перекосы кранов вызывают дополнительные нагрузки в металлоконструкции крана, которые, превысив определенные пределы, приводят к преждевременному выходу из строя крановой металлоконструкции. Целью исследования является определение значений неравномерности тормозных усилий механизма передвижения крана при которых напряжения, возникающие в наиболее нагруженных узлах металлоконструкции, не превысят допускаемые. Исследования проведены на модели крана КК-12,5-32. Согласно [76], допускаемые напряжения в металлоконструкции представленного крана не должны превышать 165 Н/мм2. Этим допускаемым напряжениям соответствует определённая величина неравномерности тормозных усилий, действующих на металлоконструкцию крана. 58 Результаты моделирования процесса торможения крана с перекосом, вызванным неравномерностью тормозных моментов представлены на рис. 2.8. Они показывают, что более опасным для металлоконструкции является перекос колес крана с диагональным расположением приводов. Неравномерность тормозных моментов при таком перекосе не должна превышать 37,1%. Менее опасным является перекос крана с линейным расположением приводов, который допускает неравномерность тормозных моментов, не превышающую 39,8%. 250 Напряжение, МПа 200 Линейное расположение приводов Диагональное раположение приводов Допустимое напряжение 150 100 50 0 0% 5% 10% 15% 20% 25% 30% 35% 40% 45% 50% Неравномерность тормозных моментов Рис. 2.8. Изменение напряжения в наиболее нагруженном узле металлоконструкции крана в зависимости от неравномерности тормозных моментов 59 2.4.3. Влияние эксплуатационных факторов на нагрузки в металлоконструкции крана при торможении. Перекос крана, приводящий к контакту колеса с крановым рельсом, может возникнуть не только при неравенстве тормозных моментов крановых тормозов. Как уже было сказано, из-за неточности укладки подкрановых рельсов, различия в диаметрах поверхностей искривлений пути, качения загрязнения крановых или колес, местных «засаливания» уклонов поверхности и рельса происходит забегание или отставание одной из сторон крана и может возникнуть перекос. Все эти причины являются составляющими статического сопротивления передвижению. Таким образом, для оценки влияния этих факторов моделировалась ситуация, когда на одной стороне образуется номинальное сопротивление передвижению, а на другой сниженное в пределах 0-20%. Тормозные моменты на обеих сторонах крана номинальные. Результаты моделирования процесса торможения крана с перекосом, вызванным эксплуатационными факторами, представлены на рис. 2.9. Как и в случае перекоса, возникающего из-за неравномерности тормозных моментов, более опасным является перекос колес крана с диагональным расположением приводов. Это объясняется тем, что крутящий момент, поворачивающий кран, зависит от расстояния между приводными колесами, где и возникает неравномерности. При увеличении крутящего момента происходит увеличение контактных сил в точке контакта реборды с рельсом и растет изгибающий момент в опоре. 60 250 Напряжение, МПа 200 Линейное расположение приводов Диагональное раположение приводов Допустимое напряжение 150 100 50 0 0% 3% 5% 8% 10% 13% 15% 18% 20% Неравномерность сопротивления передвижению Рис. 2.9. Изменение напряжения в наиболее нагруженном узле металлоконструкции крана Неравномерность при перекосе крана ККС-12,5-32 с диагональным приводом не должна превышать 15,4%, с линейным – 16,5%. 2.4.4. Влияние геометрических характеристик крана на нагрузки в металлоконструкции крана при торможении. Раздельный привод механизмов передвижения обеспечивает нормальную работу кранов при отношении пролета к базе L/B ≤ 6. При больших значениях отмечаются значительные забегания одной стороны крана относительно другой и повышенные напряжения в металлоконструкции. Однако, торможение при контакт реборд крановых колес с рельсов вызывает повышенные нагрузки в металлоконструкции крана при гораздо меньшем отношении L/B. Сегодня многие компании, занимающиеся производством и монтажом кранов, предлагают различные варианты их технического исполнения. Например, 61 группа компаний «Новатек» предлагает козловые краны КК-12,5-А4 с двумя вариантами базы крана (10,66 и 15,08 м) и пятью вариантами пролета (16, 18, 20, 25, 32 м). Таким образом, необходимо рассмотреть влияние значений пролета и базы крана на величину напряжения в металлоконструкции. Для этого проведено моделирование процесса торможения крана КК-12,5-А4 с геометрическими характеристиками, представленными в табл. 2.6. Моделировалась ситуация, когда одна сторона крана тормозится номинальным усилием, а тормозное усилие, возникающее в тормозе другой стороны крана, уменьшается в пределах 0 - 50 %. Результаты моделирования процесса торможения крана КК-12,5-А4 сведены в таблицы 2.7 и 2.8. По результатам построены графики зависимости напряжения в наиболее нагруженном узле металлоконструкции от величины неравномерности тормозных моментов (рис 2.10) и длины пролета (рис 2.11). 300 L=16 250 Напряжение, Н/мм2 L=18 200 L=20 150 L=25 100 L=32 Допустимое напряжение 50 0 0% 5% 10% 15% 20% 25% 30% 35% 40% 45% 50% Неравномерность тормозных моментов Рис. 2.10. Графики зависимости изменения напряжения в металлоконструкции крана от неравномерности тормозных усилий. 62 Рис. 2.15. Графики зависимости изменения напряжения в металлоконструкции от пролета крана. Таблица 2.6 Основные характеристики козлового крана КК-12,5-А4 Грузоподъемность G, т Вес Скорость Пролет крана крана, υK, крана крана, GK, т м/мин LK, м B, м 16; 18; 12,5 База до 46 60 20; 25; 32 10,66; 15,08 Диаметр ходового колеса, DK, мм 500 Диаметр цапфы, dц, мм 62,5 Тормозной момент, MT, Н·м 200 63 Таблица 2.7 Результаты моделирования торможения крана КК-12,5-А4 с базой B=10,66 Максимальное напряжение в металлоконструкции, МПа Пролет, L, м Неравномерность тормозных Неравномерность тормозных моментов, Δ, % моментов Δ, % 10 20 30 40 50 10 20 30 40 50 16 102,6 111,3 124,8 141,7 160,9 107,2 122,1 143,2 165,8 191,4 18 103,7 114,9 131,6 152,0 174,7 108,2 125,3 148,2 174,7 203,2 20 104,9 118,8 138,7 162,6 188,9 109,4 128,8 160,2 184,0 215,5 25 108,3 129,3 157,7 190,4 225,5 112,5 138,5 171,8 208,9 248,3 32 113,8 145,6 186,3 231,2 278,4 117,8 153,9 198,4 246,9 297,3 Линейное расположение Диагональное расположение приводов приводов Таблица 2.8 Результаты моделирования торможения крана КК-12,5-А4 с базой B=15,08 Максимальное напряжение в металлоконструкции, МПа Пролет, L, м Неравномерность тормозных Неравномерность тормозных моментов, Δ, % моментов Δ, % 10 20 30 40 50 10 20 30 40 50 16 103,3 114,0 130,0 149,7 171,9 110,2 131,8 160,1 192,2 226,4 18 104,7 118,1 137,8 161,4 187,5 111,4 135,3 166,4 201,4 238,5 20 106,1 122,6 146,0 173,5 203,5 112,6 139,1 173,2 211,1 251,2 25 110,0 134,7 167,6 204,8 244,4 116,2 149,8 191,6 237,5 285,3 32 116,4 153,5 200,0 250,7 303,5 122,3 166,8 220,5 278,0 337,4 Линейное расположение Диагональное расположение приводов приводов 64 Как и в предыдущих исследованиях, при одинаковых значениях пролета и базы нагрузки в металлоконструкции кранов с диагональным приводом выше. Однако, при увеличении длины пролета, разница между расположением приводов нивелируется. Так, если при значении B = 10,66 м и длине пролета L = 16 м разница неравномерности тормозных усилий, при которой напряжение в металлоконструкции превысит допускаемое, составляет 11%, то при длине пролета L = 32 м всего 2,5%. Аналогичная ситуации и при базе B = 15,08 м: при L = 16м разница составляет 15,5%, при L = 32 м – 3,5%. Также следует отметить, что увеличение пролета при прочих равных характеристиках снижает значение допустимой неравномерности более чем в 2 раза при линейном расположении приводов и в 1,65 раза – при диагональном. В свою очередь увеличение базы крана при прочих равных характеристиках снижает значение допустимой неравномерности в кранах с линейным приводом не более чем в 1,08 раз, в кранах с диагональным – не более чем в 1,25 раз. Таким образом, при выборе геометрических характеристик крана необходимо учитывать существенное увеличение нагрузок в металлоконструкции крана при увеличении длины пролета, в то время как изменение базы крана мало сказывается на нагрузках в металлоконструкции. 2.5 Выводы по главе 1. Рабочие нагрузки, и в первую очередь неравномерность тормозных усилий на ходовых колесах, существенно влияют на процесс формирования напряжений в металлоконструкции крана. 2. Разработана методика расчета напряженно-деформированного состояния элементов металлоконструкции крана на ЭВМ с помощью программы WinMachine при неравномерности тормозных усилий на ходовых колесах крана. 3. Установлено, что максимальные изгибающие моменты и напряжения возникают в местах закрепления опор крана с крановой балкой. При увеличении длины пролета происходит существенное увеличение нагрузок в 65 металлоконструкции крана, в то время как изменение базы крана мало сказывается на нагрузках в металлоконструкции. 4. Результаты моделирования процесса торможения крана с перекосом, вызванным неравномерностью тормозных моментов показали, что более опасным для металлоконструкции является перекос колес крана с диагональным расположением привода. 5. Определены величины допускаемой неравномерности тормозных усилий, при которых напряжения в наиболее опасных сечениях не превышают допускаемых для кранов с диагональным расположением приводов он составляет 37,1%, для кранов с линейным расположением – 39,8%. 66 3. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОЙ СИСТЕМЫ ТОРМОЖЕНИЯ КРАНА 3.1. Постановка задачи В результате проведенных теоретических исследований влияния режимов торможения на динамические нагрузки в металлоконструкции крана установлено, что напряжения в металлоконструкции крана при торможении с перекосом в 1,5-2 раза превышают напряжения, возникающие при торможении без перекоса ходовых колес. Чтобы избежать перекоса ходовых колес при движении используются ограничители перекоса. Известные ограничители перекоса воздействуют на схему управления электроприводами соответствующей стороны крана. В частности, ограничитель перекоса, разработанный А.А. Шиловым, имеет в своем составе датчики, закрепленные на обеих сторонах подкрановых балок, направляющий и исполнительный блоки [77]. Устройство определяет положение крана на подкрановом пути с помощью бесконтактных датчиков и формирует регулирующее воздействие на привод механизма передвижения крана, вводя резисторы в роторную цепь соответствующего электропривода. Использование дополнительных ограничителей перекоса требует дополнительных затрат, приводит к усложнению механизма передвижения крана и обеспечивает выравнивание крана только при включенных электродвигателях. При торможении, когда электродвигатели отключены, работа ограничителей невозможна. Известные тормозные устройства также не способны обеспечить необходимые условия для торможения крана без перекосов металлоконструкции, поэтому задачами теоретических исследований системы торможения крана являются: 67 - разработать дифференциальную систему торможения крана, позволяющую обеспечить торможение без перекосов металлоконструкции при изменении тормозных усилий на одной из сторон крана; - разработать математическую модель крана с дифференциальной системой торможения механизма передвижения; - провести исследования математической модели крана и разработанной системы торможения с целью определения её оптимальных параметров; - разработать методики расчета основных параметров дифференциальной системы торможения. 3.2. Разработка системы торможения крана Необходимость создания тормозного устройства, способного обеспечивать равенство тормозного момента на приводных колесах крана, привела к созданию дифференциальных систем торможения, выполненных на базе гидравлических и электрических машин вращательного действия. Принцип действия этих устройств основан на взаимодействии и перераспределении энергии в системе регулирования между исполнительными элементами тормозного устройства, суммарная величина которой остается неизменной. Разработанные тормозные системы позволяют посредством регулирования величины тормозного момента на исполнительных органах в зависимости от внешних воздействий поддерживать равномерное тормозное усилие на всем протяжении процесса торможения. Для создания одинакового тормозного усилия на ходовых колесах механизма передвижения кранов с раздельным приводом разработана дифференциальная гидравлическая система торможения, представленная на рис. 3.1. 68 Валы электродвигателей 1 через редуктор 2 кинематически связаны с ходовыми колесами 3. Ходовые колеса 3 в свою очередь кинематически связаны через мультипликатор 4 с соответствующими гидронасосами 5. Гидрораспределитель 6 с электромагнитным управлением подключает к гидронасосам 5 в одном положении регулируемый дроссель 11, а во втором положении – гидравлическую систему с регулируемым дросселем 7 и предохранительным клапаном 9. В свою очередь регулируемый дроссель 7 подключен к гидроаккумулятору 8. Дроссель 11 имеет механическую связь с педалью 10, управляющей его проходным сечением. В сливные гидролинии гидронасосов установлены обратные клапаны 13. Сливные гидролинии гидронасосов через фильтр 12 сообщаются с маслобаком 14. Рис. 3.1. Принципиальная схема дифференциальной гидравлической системы торможения. Когда тормозная система отключена, под действием вращения двигателя жидкость от гидронасоса 5 нагнетается к гидрораспределителю 6 и проходит 69 через дроссель 11, находящийся в открытом состоянии. Давление в тормозной системе отсутствует, и кран без сопротивления перемещается по рельсовому пути. При торможении приводной электродвигатель отключается и машинист, нажимая на педаль, управляет процессом торможения крана. Величина тормозного момента в этом случае пропорциональна усилию нажатия на педаль и может изменяться в широких пределах. При нажатии крановщиком педали 10 проходное сечение дросселя 11 уменьшается, повышая давление в гидросистеме. Обратные клапаны 13 препятствуют утечке рабочей жидкости через гидронасосы в маслобак, поддерживая необходимое давление в системе. Вследствие параллельного соединения гидронасосов давление рабочей жидкости в напорных гидромагистралях одинаково. Таким образом, тормозной момент на ходовых колесах также будет одинаков. При срабатывании концевых выключателей или при перерыве в подаче электроэнергии приводное устройство обесточивается и начинается аварийное торможение. При этом гидрораспределитель 6 подключает напорную магистраль гидронасосов 5 к регулируемому дросселю 7 и предохранительному клапану 9. Давление в гидросистеме возрастает вместе с тормозным моментом до величины, устанавливаемой предохранительным клапаном 9, настроенным на максимальное тормозное усилие. Чтобы исключить проскальзывание крановых колес с учетом допускаемых динамических нагрузок при торможении, скорость нарастания тормозного момента подбирается из условия: a a , где а – скорость нарастания тормозного момента; [а] – допускаемая величина ускорения торможения. Скорость нарастания тормозного момента можно регулировать, изменяя проходное сечение дросселя 7. Для обеспечения плавности процесса торможения при необходимости можно скорректировать время формирования максимального тормозного усилия, варьируя емкость гидроаккумулятора 8. 70 Гидравлические машины могут работать как в режиме насоса, так и в режиме гидромотора. В этом случае механизм передвижения крана с гидроприводом можно использовать в качестве системы торможения. На рис. 3.2 приведена гидрокинематическая схема механизма передвижения крана. Гидронасос 1 приводится в движение от электродвигателя 2. Его напорная гидромагистраль через делитель потока 3 и двухпозиционных двухканальный гидрораспределитель 4 подключена к гидромашинам 5. Валы гидромашин 5 через мультипликатор 6 связаны с ходовыми колесами 7. В I положении гидрораспределителя 4 рабочая жидкость от гидронасоса 1 подается к гидромашинам 5, которые работают в двигательном режиме, обеспечивая передвижения крана. Делитель потока 3 синхронизирует частоту вращения гидромашин 5 и ходовых крановых колес 7. При переводе гидрораспределителя 4 в положение II гидромашины подключаются к регулируемому дросселю и начинают работать в тормозном режиме, аналогично рассмотренному ранее. Система аварийного торможения включается при срабатывании концевых выключателей или отключении сети питания в автоматическом режиме. Дифференциальная электрическая система торможения механизма передвижения крана на основе двигателей переменного тока показана на рис. 3.3. В ее основе лежит работа последовательно соединенных асинхронных двигателей в режиме динамического торможения. 71 Рис. 3.2. Гидрокинематическая схема механизма передвижения крана. 72 Приводные колеса соответствующим 1 через асинхронным мультипликатор двигателем 3. 2 связаны Обмотки с статоров подключены к сети трехфазного переменного тока. Для обеспечения динамического торможения статорные обмотки первого двигателя соединены с обмотками второго двигателя и подключены через источник постоянного тока. Управление переключением источников питания схемы осуществляется системой управления электроприводами (СУЭП) с помощью контакторов. Система работает следующим образом. Электродвигатели пускают, нажав кнопку Пуск. Это возможно, если контактор Т отключен и, следовательно, его блок-контакт в цепи управления магнитным пускателем Л замкнут. Одновременно с замыканием главных контактов магнитного пускателя Л замыкаются его два замыкающих блок-контакта и размыкается блок-контакт в цепи катушки контактора Т. Один из замыкающих блокконтактов контактора Л шунтирует кнопку Пуск, другой замыкает цепь обмотки реле времени В и подключает его к источнику постоянного тока. Реле В срабатывает и замыкает свои контакты в цепи катушки контактора Т. 73 Рис. 3.3. Принципиальная схема дифференциальной электрической системы торможения переменного тока Рис. 3.4. Система управления электроприводами дифференциальной электрической системы торможения 74 Система двигателей обеспечивает [78]. При динамическое отключении торможение двигателя кнопкой асинхронных Стоп или автоматически посредством реле Т1 и Т2 размыкающий блок-контакт магнитного пускателя Л снова замыкается. Так как контакты реле В размыкаются с выдержкой времени, соответствующей установке реле В, то в течение некоторого времени через катушку контактора Т проходит ток, контактор Т замыкает свои контакты и осуществляет питание статора постоянным током. По истечении выдержки времени контакты реле времени В снова размыкаются и выключается контактор Т. Величину подводимого к статору напряжения постоянного тока можно регулировать добавочным сопротивлением. При торможении в системе происходят следующие процессы. После отключения переменного тока к двигателям подключается источник постоянного тока, который создает постоянное магнитное поле. Роторы двигателей по инерции продолжают крутиться теперь уже в постоянном магнитном поле. В обмотках ротора наводится ЭДС, частота которой пропорциональная скорости вала, и появляется ток, создающий неподвижный относительно статора магнитный поток. Взаимодействие результирующего магнитного поля двигателя и тока ротора создает тормозной момент. Так соединены как обмотки статоров последовательно, то электродвигателя величина тока при торможении будет одинакова, а следовательно и тормозные моменты на ходовых колесах будут одинаковы на протяжении всего времени торможения независимо от скорости крана. Принципиальная схема дифференциальной электрической системы торможения, основанная на генераторах постоянного тока, представлена на рис. 3.5. Использование генераторов постоянного тока обусловлено наличием электромагнитного момента на валах генераторов при их работе на общую 75 нагрузку. Величина тормозного момента зависит от тока, протекающего через якорные обмотки генераторов. Приводные колеса 1 через мультипликатор 2 связаны с соответствующим генератором постоянного тока 3. Якорные обмотки генераторов электрически соединены последовательно и подключены к нагрузочному сопротивлению Rн. В цепи сопротивления нагрузки установлено реле максимальной токовой защиты МТЗ и реле нулевой защиты РНЗ, контакты которых взаимодействуют с системой аварийного торможения САТ. Движение крана за счет сил инерции при отключенных электродвигателях приводит во вращение роторы генераторов. При этом в якорных обмотках появляется ЭДС и возникает ток в цепи нагрузки. При совместной работе генераторов, подключенных к общему сопротивлению нагрузки, на валах возникает тормозной электромагнитный момент, который препятствует их вращению. Величина этого момента зависит от тока, протекающего через якорные обмотки генераторов, который, в свою очередь, зависит от величины сопротивления нагрузки. При последовательно соединении генераторов в их якорных обмотках проходит ток одинаковой величины, поэтому тормозные моменты на их валах будут одинаковы. 76 Рис. 3.5. Принципиальная схема дифференциальной электрической системы торможения постоянного тока Принцип действия этой тормозной системы аналогичен принципу действия дифференциальной электрической системы торможения с двигателями переменного тока. 3.3 Принятые ограничения и допущения При динамическом расчете можно считать, что грузоподъемный кран представляет собой единую динамическую систему, состоящую из 77 механизмов, несущей металлоконструкции, приводов и тормозов. Нет необходимости учитывать все многообразие взаимодействующих элементов крана, поскольку не все параметры и факторы одинаково влияют на процесс торможения. При переходе от реального крана к математической модели можно пренебречь факторами, которые несущественны для данного расчета. Процесс торможения крана с помощью дифференциальной тормозной системы сложен и многообразен, поэтому при принятии расчетных схем и разработке математических моделей были приняты следующие допущения: 1) система имеет голономные, идеальные двусторонние связи 2) диссипация энергии в системе отсутствует 3) металлоконструкция крана имеет постоянную массу 4) в периоды пуска и торможения крана считать поперечные связи колес с рельсами идеальными; 5) подкрановый путь является прямолинейным; 6) поперечная податливость подкранового пути не учитывается; 7) стыки рельсов принимаются идеально ровными и не создают ударных нагрузок. 3.4. Расчет основных параметров тормозной системы Для дифференциальных тормозных систем основным уравнением, характеризующим энергетические и силовые уравнение баланса мощности [79]: N n n N m m N , 0 0 0 соотношения, является (3.1) 78 где Nn, Nm – число исполнительных элементов в левой и правой ветви потока мощности; n, m – число суммирующих контуров в каждой из двух ветвей потоков мощности. Для дифференциальной гидравлической системы уравнение баланса мощности преобразуется в уравнение совместности работы гидронасосов: n n Q Qi Q уi Qсж . др i1 i1 (3.2) Здесь Qдр – расход рабочей жидкости дросселя: Q С Р , Д Г др (3.3) где СД - коэффициент расхода дросселя; Рг – давление рабочей жидкости в гидросистеме. Qi – расчетная подача гидронасоса: qгi Qi 2 (3.4) где qг – объемная постоянная гидронасоса; ωi – частота вращения вала гидронасоса. Q ут С ут.i Pг , (3.5) СУТ – коэффициент утечек i-го гидронасоса. QСЖ – расход, компенсирующий изменение объема рабочей жидкости гидросистемы вследствие ее сжимаемости: VP Qсж г , (3.6) где V - объем рабочей жидкости в гидросистеме; - коэффициент упругости гидросистемы. Решая уравнение (3.2) с учетом (3.3), (3.4), (3.5) и (3.6) можно определить величину давления в гидросистеме 79 n РГ qi i 1 2(C ДР СУТ V / ) . (3.7) Тормозной момент на валу гидронасоса M P qг Г T 2 i (3.8) где i – передаточное число мультипликатора; η – к.п.д. мультипликатора. Тогда с учетом формул (3.7) и (3.8) тормозное усилие определится по формуле: n q г2 i i1 W , Т 4 2 iR (C С к др ут V / ) (3.9) где Rк – радиус ходового колеса. Для дифференциальной электрической системы торможения, основанной на генераторах постоянного тока, тормозной момент на валу двигателя определится по формуле: M Т С I Ф Г , i (3.10) где Сг – конструктивный коэффициент; Ф – магнитный поток. Ток I в цепи нагрузки можно определить из уравнения баланса мощности однотипных электрических машин, которое имеет вид: n N N N я Nn , Н i1 Ei где NH - мощность, рассеиваемая на нагрузке; NE - теоретическая мощность генератора; NЯ - потери мощности в якорях генераторов; NП - потери мощности в соединительных проводах. (3.11) 80 В свою очередь мощность, рассеиваемая на нагрузке равна: NH = I∙U, где U - падение напряжения на сопротивлении нагрузки: U = I∙RН Теоретическая мощность генератора определяется по формуле: Г Г i 1 i 1 N Ei I E i , (3.12) где Ei - э.д.с. генератора: Ei C Ф , Г Гi где ωг – частота вращения генератора. Потери мощности в якорях генераторов равны: NЯ = I∙UЯ, (3.13) где UЯ - падение напряжения на обмотках якоря генератора: UЯ = I∙RЯ;. Потери мощности в соединительных проводах: NП = I∙UП, (3.14) где UП - падение напряжения, связанное с сопротивлением монтажных проводов: UП = I∙RП Подставив (3.12), (3.13) и (3.14) в (3.11) получим Г C i Г i1 I . Rн R R Я П С учетом уравнения (3.10) тормозное усилие определится: n С г2Ф 2 i i1 W Т ( Rн R я Rп ) Rк , (3.15) где Rн – сопротивление нагрузки; Rя – сопротивление якоря; Rп – сопротивление соединительных проводов. Для дифференциальной электрической системы переменного тока тормозное усилие определяется по формуле: торможения 81 3 I 2 Х2 ЭКВ M T 2 R2 0 ( Х 2 s R 2 s (3.16), X )2 2 где Iэкв – эквивалентное значение переменного тока; Хµ – реактивность намагничивания (индуктивное сопротивление намагничивания); R’2 – приведенное значение сопротивления ; Х’2 – реактивность ротора (индуктивное сопротивление ротора); s – скольжение при динамическом торможении: ; 0 s ω – угловая скорость вращения ротора; ω0 – скорость идеального холостого хода на естественной характеристике. При динамическом торможении асинхронных двигателей переменного тока двигатели превращаются в синхронный генератор с неявновыраженными полюсами, работающий при переменной скорости. Для расчета характеристик торможении режим асинхронного синхронного двигателя генератора при динамическом заменяется режимом асинхронного двигателя с питанием статора вместо постоянного тока IП равнозначным ему по м. д. с. трехфазным переменным током Iэкв [80]. Амплитуда м.д.с., создаваемой переменным током [81]: F 3 2 I m, 2 ЭКВ 1 где m1 – число последовательно соединенных витков фазы статора. М.д.с, создаваемая постоянным током зависит от схемы соединения (табл. 3.1). При соединении статора в звезду и прохождении постоянного тока по двум фазам МДС постоянного тока равна: 82 FП 3I П m1 Исходя из равенства F П = F значение эквивалентного переменного тока для рассматриваемого случая: I ЭКВ 2 IП . 3 (3.17) Таблица 3.1. Схемы соединения обмоток статора при питании постоянным током Схема соединения обмоток статора Результирующий вектор м.д.с. 1 2 Эквивалентный переменный ток 3 I ЭКВ I ЭКВ 2 3 IП 2 IП 3 83 Продолжение табл. 3.1 2 3 1 I ЭКВ I ЭКВ I ЭКВ Учитывая, что 0 R2 ( R2 / s) выражение для тормозного усилия: 1 2 IП 2 2 IП 3 1 3 2 и используя формулу (3.16) получим IП 84 2 R 2 I 2 Х ЭКВ 2 . W T 2 R 2 ( Х 2 X 2 ) 2 RK s (3.18) При торможении тележки или крана на рельсовом ходу механизм передвижения преодолевает сопротивление сил трения, ветровую нагрузку, а также сопротивления, которые могут появиться при движении вверх по наклонному пути. Передвижения крана сопровождается трением в опорах колес, а при использовании подшипников скольжения также трением торцов ступиц колес о прилежащие детали. Эти факторы представлены на расчетной схеме (рис. 3.6) в виде статического сопротивления передвижению Wc. Также учтено влияние сил инерции и тормозных усилий. Рис. 3.6. Расчетная схема Уравнение равновесия сил, действующих на кран при торможении: W W F , Т С (3.19) 85 где ΣWc – суммарное статическое сопротивление передвижению крана. Статическое сопротивление передвижению вычисляется по формуле (2.3), представленной во 2 главе. ΣWт – сумма тормозных усилий системы; F – сила инерции: F G Gк a, g (3.20) где а – ускорение крана при торможении; g – ускорение свободного падения; G – вес транспортируемого груза и грузозахватного устройства; GK – собственный вес крана или тележки. Во избежание проскальзывания крановых колес, ускорение при торможении крана не должно превышать допускаемой величины ускорения при торможении [a]: a a . Таким образом, необходимое тормозное усилие при равенстве сил сопротивления передвижению согласно расчетной схемы (рис. 3.6) не должно превышать: G Gк a 4Wс g W , Т n (3.21) где n – число гидронасосов или двигателей. С учетом формул необходимая удельная G Gк 4 2 iR (C С a 4 W V / ) g с к др ут q n i n i 1 (3.22) (3.9) и (3.21) производительность насосов: Производительность (подача) насоса Q определяется по формуле: 86 Q q , Г (3.23) где г – угловая скорость гидронасоса: Г Rк i, (3.24) где υ – скорость крана. Мощность гидронасоса определяется по формуле: N pQ , 612n (3.25) где n – число гидронасосов, η – объемный к.п.д. Необходимые для гидравлической системы торможения гидронасосы подбираются по производительности и мощности. Объем гидроаккумулятора подбирается с учетом оптимального времени его заполнения: Vакк tн.г.Q (3.26) Выбор электродвигателей для электрической тормозной системы осуществляется по мощности. Необходимый тормозной момент рассчитывается по формуле: М Согласно Т G Gк a 4Wс RК g , необходимому (3.27) n i расчетному моменту рассчитывается максимальная мощность торможения: P В M (n n ) Т 1 2 , 9,55 где n1 – начальная скорость замедления; n2 – конечная скорость замедления; (3.28) 87 Отсюда максимальная электрическая мощность торможения Pel: P P k Pn (1 ) P , В В G el (3.29) где Pn – номинальная мощность двигателя k – коэффициент, зависящий от номинальной мощности двигателя. Значения коэффициента k приведены в табл. 3.2; ηG – коэффициент полезного действия редуктора. Таблица 3.2 Значения коэффициента k. Pn, кВт до 1,5 от 2,2 до 4 от 5,5 до 11 от 15 до 45 выше 45 k 0,25 0,20 0,15 0,08 0,05 допустимое значение тормозного Определяем максимально сопротивления Rв: U 2 R В , В P el (3.30) где Uв – напряжение постоянного тока. Тормозной ток определится: I По полученным тормозной резистор. значениям В U В. R В сопротивления (3.31) и тока выбирается 88 3.5 Математическая модель тормозной системы Кран с установленной дифференциальной системой торможения является многомассовой системой, звенья которой соединены между собой жесткими связями. Исследования динамики крана с дифференциальной тормозной системой направлены на определение динамических нагрузок в опорах крана при торможении. Также становится возможным исследование работы системы в переходных режимах. При принятых допущениях кран с установленной дифференциальной системой торможения описывается системой дифференциальных уравнений Лагранжа II рода, которые имеют вид: d Т C Т C d C Qi , dt xi xi dxi (3.32) где Тс – кинетическая энергия системы; Пс – потенциальная энергия системы; Qi – i-я обобщенная сила; xi- обобщенная координата. Обобщенными координатами являются перемещения масс крана. Основными массами в системе являются массы приводных и ведомых ходовых тележек, а так же масса металлоконструкции крана и масса поднимаемого груза. В соответствии с этим кран с дифференциальной гидравлической системой торможения можно представить в виде пятимассовой системы. В качестве звена приведения принята масса крана. На основании расчетной схемы (рис. 3.6) приведенная расчетная схема крана примет вид, показанный на рис. 3.7. 89 Рис. 3.7. Приведенная расчетная схема крана. Выражения для кинетической энергии системы записывается в виде: Т С 1 1 1 1 1 1 m x 2 m x 2 m x 2 m x 2 m x 2 m x 2 5 5 1 1 2 2 3 3 4 4 2 2 2 2 2 2 6 6 Здесь x1, x2 – перемещение опор с приводными тележками; х3 – перемещение балки или моста; х4, х5 – перемещение опор с ведомыми тележками; х6 – перемещение груза; m1, m2 – приведенные массы приводных ходовых тележек; m3 – масса балки или моста; m4, m5 – приведенные массы ведомых ходовых тележек; m6 – масса груза. Согласно [2] приведенные массы тележек определятся: mi mсi mврi , (3.33) 90 где mci – статическая составляющая массы тележки; mврi – масса вращающихся элементов тележки. Статические составляющие массы приводных тележек: m m m р mк n m м m c1 дв1 г1 m m m р mк n m м m , c2 дв2 г2 где mдв – масса соответствующего двигателя; mр – масса редуктора; mк – масса колеса; mм – масса мультипликатора; mг – масса соответствующего гидронасоса; n – число колес одной тележки. Статические составляющие массы ведомых тележек: m mк n c4 m mк n . c5 Приведенные массы вращающихся элементов приводных тележек: I I 2 I m дв1 i 2р к n г1 i м 1 R2 Rк2 Rк2 к I I I 2 m дв 2 i 2р к n г 2 i м 2 2 2 2 Rк Rк Rк , где Iдв – момент инерции соответствующего двигателя: 91 I дв GD 2 ; 4 GD2 – маховый момент; iр – передаточное число редуктора; Iк – момент инерции ходового колеса: 1 I к mк Rк2 ; 2 Iг – момент инерции гидронасоса: Iг GD 2 ; 4 iм – передаточное число мультипликатора. Приведенные массы вращающихся элементов ведомых тележек: I m к n 4 R2 к I m к n 5 R2 к Потенциальная энергия системы обусловлена жесткостью опор металлоконструкции крана. В процессе работы крана их можно рассматривать как пружины, имеющие линейную жесткость. Жесткости опор равны между собой. Выражение для потенциальной энергии примет вид: 1 1 1 1 с( x x ) 2 с( x x ) 2 с( x x ) 2 с( x x ) 2 С 2 3 1 2 3 2 2 3 4 2 3 5 , (3.34) 1 2 с (x x ) 2 П 3 6 П где с – жесткость опоры; 92 сп – жесткость подвеса груза, с m g 6 . П l Здесь l – длина каната; g – ускорение свободного падения. Перемещение в опорах определяется через отношение приложенных на опору сил к жесткости опоры (рис. 3.8). Воспользовавшись известным из сопротивления материалов дифференциальным уравнением упругой линии [82] получим перемещения в опоре: 1 F x 3 F l x 2 y y 0 0 0 EI 6 2 (3.35) Рис. 3.8. Расчетная схема для определения жесткости опоры. 93 Поскольку опора имеет жесткое закрепление с балкой y0 = 0 и θ0 = 0. Подставив x = l в (3.35) получим: y F l3 3EI (3.36) Используя (3.36) получим жесткость опоры: c F 3EI , y l3 (3.37) где l – длина опоры; Е – модуль Юнга; I – момент инерции площади сечения. Для опор трубчатого сечения: I d 4 32 (1 ) 4 , (3.38) d где 0 ; d d – наружный диаметр трубы; d0 – внутренний диаметр трубы. Таким образом, с учетом формул (3.25) и (3.26): c 3E d 4 32 (1 ) 4 l3 Обобщенные силы сопротивления, действующие в системе: - для опор ходовых колес: Q W W ; 1 Г1 C1 Q W W , 2 Г2 C2 (3.39) 94 где Wг – тормозные усилия; Wc – статическое сопротивление передвижению; - для опор ведомых колес: Q W ; 4 C3 Q W . 5 C4 В металлоконструкции крана силы сопротивления отсутствуют. После дифференцирования Тс и Пс система уравнений Лагранжа II рода в канонической форме будет иметь вид: m x c( x x ) W W 11 3 1 Г1 С1 m x c( x x ) W W 2 2 3 2 Г2 С2 m x c( x x ) c( x x ) c( x x ) c( x x5 ) с ( x x ) 0 3 3 3 1 3 2 3 4 3 П 3 6 m x c( x x ) W 4 4 3 4 С3 m5 x5 c( x x5 ) W 3 С4 m x с ( x x ) 0 6 6 П 3 6 (3.40) 3.6 Моделирование переходных процессов системы торможения крана на ЭВМ В настоящее время для решения инженерных задач оптимизации параметров механических систем применяются различные программы с применением ПК. Исследование математической модели козлового крана с дифференциальной гидравлической тормозной системой выполнено системой математических вычислений MathCAD 14.0 с привлечением различных математических функций [83, 84, 85]. 95 Для определения перемещений, скоростей, ускорений крана и построения графиков изменения динамических нагрузок в опорах использовалась функция odesolve, которая возвращает решение системы дифференциальных уравнений в блоке Given, при заданных начальных и граничных условиях [84, 85]. В результате получают массив значений функции и ее производные. Далее используются функции интерполяции lspline и interp, преобразующие массив решений системы дифференциальных уравнений в функцию, которую затем можно дифференцировать или интегрировать. Для крана КК-12,5-32 (табл. 2.5) было проведено исследование переходных процессов в системе. В качестве начальных условий заданы: t 0; 1 2 3 4 5 6 ê ; a1 a 2 a3 a 4 a5 a 6 0. При моделировании рассматривалось торможения крана без гидравлической системы торможения и крана с гидравлической системой торможения при рабочем и экстренном торможении. Для исследования процесса торможения крана, оснащенного разработанной системой торможения, моделировалась ситуация, при которой груз находился в крайнем положении возле одной из опор, и когда груз находился в центре пролета. Согласно формулам (2.5) и (2.6) при положении груза возле левой опоры, статическое сопротивление передвижению на левой стороне крана КК-12,5-32 составит Wc1 = Wc3 = 465,7 кН, на правой стороне – Wc2 = Wc4 = 360,9 кН. В результате моделирования получены графики изменения перемещения, скорости, представленные на рис. 3.9 – 3.15. ускорения и усилий в опорах, 96 Рис. 3.9. Графики изменения перемещения опор ходовых тележек крана (а – при расположении груза в центре пролета, б – при расположении груза возле левой опоры ). 97 Рис. 3.10. Графики изменения скорости (а) и ускорения (б) крановой балки крана КК-12,5-32, оборудованного разработанной системой торможения. 98 Рис. 3.11. Графики изменения скорости опор ходовых тележек крана (а – при расположении груза в центре пролета, б – при расположении груза возле левой опоры ). 99 Рис. 3.12. Графики изменения ускорения опор ходовых тележек крана КК12,5-32, оборудованного разработанной системой торможения при расположении груза возле левой опоры (1 – правая опора ходовой тележки; 2 – левая опора ходовой тележки). 100 Рис. 3.13. График изменения тормозных усилий, создаваемых разработанной системой торможения. 101 Рис. 3.14. Графики изменения статических (а) и динамических (б) усилий в опорах ходовых тележек при расположении груза возле левой опоры. 102 Рис. 3.15. Графики изменения перемещения (а) и скорости (б) груза крана КК-12,5-32, оборудованного разработанной системой торможения. 103 Результаты моделирования процесса экстренного торможения показаны на рис. 3.16 – 3.19. В этом случае постоянное тормозное усилие создается предохранительным клапаном. Скорость нарастания тормозного регулируется изменением времени наполнения гидроаккумулятора. При моделировании принималось время наполнения гидроаккумулятора tн.г. = 1, tн.г. = 2 и tн.г. = 3 секунды. Рис. 3.16. Влияние времени наполнения гидроаккумулятора tн.г. на тормозное усилие системы при экстренном торможении. 104 Рис. 3.17. Графики изменения ускорения крановых опор при экстренном торможении. 105 Рис. 3.18. Влияние времени наполнения гидроаккумулятора tн.г. на нагрузки в опорах крана при экстренном торможении. 106 Рис. 3.19. Графики изменения скорости крановых опор при экстренном торможении. Как было показано в первой главе, наиболее распространенные колодочные крановые тормоза не обладают должной параметрической надежностью и не обеспечивают одинаковый тормозной момент на ходовых колесах. Поэтому моделирование проводим при неравномерности тормозных усилий, равной 50%. Результаты моделирования представлены на рис. 3.20 – 3.22. 107 Рис. 3.20. График изменения перемещения опор ходовых тележек крана КК-12,5-32 при торможении колодочным тормозом (1 – правая опора ходовой тележки; 2 – левая опора ходовой тележки). 108 Рис. 3.21. Графики изменения скорости (а) и ускорения (б) опор ходовых тележек при торможении крана колодочным тормозом (1 – правая опора ходовой тележки; 2 – левая опора ходовой тележки). 109 Рис. 3.22. Графики изменения статических (а) и динамических (б) усилий в опорах крана при торможении колодочным тормозом (1 – правая опора ходовой тележки; 2 – левая опора ходовой тележки). 110 Как показали исследования, использование разработанной системы торможения позволяют получить равные тормозные усилия на ходовых колесах крана (рис. 3.13). При этом обеспечивается равенство скоростей при торможении и перемещений тележек крановых опор, что исключает образование перекоса. Даже при расположении груза в крайнем левом положении, вызывающим разность сопротивлений передвижению, разница между перемещениями правой и левой ходовыми крановыми опорами не превышает 2 %. (рис 3.9 б). Использование колодочных тормозов не позволяет обеспечить равные скорости ходовых колес при торможении, в результате чего возникает большая разница перемещений опор, превышающая 10% и вызывающая перекос металлоконструкции (рис 3.20). При этом ускорение опор крана может превышать допускаемое (рис 3.21 б). Также наблюдается разность напряжений в крановых опорах (рис. 3.22). При экстренном торможении давление в системе, а, следовательно, и тормозной момент, устанавливается предохранительным клапаном. Предохранительный клапан настроен на максимальное тормозное усилие для того, чтобы снизить время торможения. Правилами Ростехнадзора для кранов установлена максимальная величина ускорения 0,2 м/с [46]. Максимальное тормозное усилие должно быть настроено таким образом, чтобы не превысить допускаемого ускорения. Как показывают испытания, изменение времени наполнения гидроаккумулятора позволяет снизить величину ускорения крана (рис. 3.17) без существенного увеличения времени торможения (рис. 3.19). Также, управляя временем наполнения величину усилий в опорах (рис 3.18). гидроаккумулятора, можно изменять 111 Для проведения оптимизации по допускаемому напряжению была использована методика расчета напряженно-деформированного состояния элементов металлоконструкции крана на ЭВМ с помощью программы WinMachine, показанная во второй главе. Приводные опоры крана загружаются полученным в результате математического моделирования усилием. Результаты расчётов напряжений крана от действия изгибающих в приводных опорах показаны на рис. 3.23. Рис. 3.23. Распределение напряжений в приводных опорах крана. Напряжение в опорах составило 85,21 Н/мм2 и не превысило допускаемого. 112 3.7. Выводы по главе. 1. Разработаны дифференциальные тормозные системы, включающие гидравлическую, электрическую с двигателями постоянного тока и электрическую с двигателями переменного тока, позволяющие обеспечить минимальный уровень напряжения в металлоконструкции при торможении путем обеспечения равенства тормозных моментов на ходовых колесах крана. 2. Определены гидравлической, силовые электрической параметры с для двигателями дифференциальной постоянного тока и электрической с двигателями переменного тока тормозной системы. 3. На основе обобщенной расчетной схемы разработана система дифференциальных уравнений Лагранжа второго рода, позволяющая математически моделировать работу тормозной системы, выполненной на базе гидравлических и электрических машин. 4. Проведены исследования математической модели в системе MathCAD, в результате которых получены зависимости изменения параметров системы в переходных режимах работы. 5. Разработана методика расчета дифференциальной системы торможения крана. основных параметров 113 4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОЙ ТОРМОЗНОЙ СИСТЕМЫ КРАНА 4.1. Основные задачи экспериментальных исследований. В предыдущей главе обосновано применение тормозных систем для торможения механизма передвижения тормозного крана и предложены схемные решения. При теоретических исследованиях дифференциальной тормозной системы установлено, что наиболее целесообразно использовать в конструкции системы торможения объемные гидромашины в режиме торможения. Для проверки разработанных теоретических положений возникла необходимость в проведении экспериментальных исследований, основными задачами которых являются: - проверка работоспособности гидравлической тормозной системы крана; - оценка эффективности предложенной системы торможения; - исследование работы системы при различных режимах торможения; - подтверждение результатов теоретических исследований системы торможения. Для решения поставленных задач применяем комплексный метод исследований, т.е. теоретические предпосылки влияния торможения на характер переходных процессов в системе проверяются на модельной установке. Для проведения экспериментальных исследований в соответствии с поставленными задачами был разработан и изготовлен экспериментальный образец тормозной системы крана. Экспериментальный образец установлен на модели башенного крана на рельсовом ходу ТР-БК-403А, которая 114 находится в лаборатории кафедры подъемно-транспортных машин ЮРГТУ (НПИ). 4.2. Выбор критериев подобия. При проверке работоспособности и эффективности новых машин и оборудования необходимо располагать данными экспериментальных исследований этих машин. Стремление проводить исследования не на реальном объекте, а на модели во многом вытекает их экономических и технических причин. Для моделирования необходимо воспроизвести явление, подобное образцу, и выполнить на нем необходимые наблюдения и измерения. Для данного исследования работы на модели имеет вспомогательный характер и необходима для проверки работоспособности дифференциальной тормозной системы и достоверности полученных аналитических зависимостей. Для моделирования была использована модель башенного крана ТР-БК-403А, поскольку механизмы передвижения башенных кранов конструктивно схожи с механизмами передвижения козловых [86]. При подборе критериев подобия рассматривали труды Джигкаева Т.С., Санникова Р.Х., Гухмана А.А., Веникова В.А. [7, 87, 88, 89]. Согласно этим источникам, под подобием понимается такое соответствие между объектами – оригиналом и моделью, при котором известны правила перехода от параметров одного к параметрам другого, а математическое описание (если оно известно и может быть получено) допускает преобразование к тождественному виду. 115 Для решения задачи подобия в области механики достаточно иметь три первичные единицы измерений: мер длины, массы и времени. Размерность любой физической величины Q может быть выражены через размерности этих трех физических величин следующим образом: Q M L T , где пока неизвестные показатели степени α, β, γ подлежат определению. Согласно π-теореме (вторая теорема подобия), всякое полное уравнение физического процесса, записанное в определенной системе единиц, может быть представлено в виде функциональной зависимости между критериями подобия, полученными из участвующих в процессе параметров. Таким образом, π-теорема позволяет получить критерии подобия в тех случаях, когда уравнение процесса можно представить в виде функциональной зависимости между параметрами системы и процесса y f ( x , x ,...,x j ,...,x ) , или 1 2 n1 F ( y, x , x ,...,x j ,...,x ) 0 , где f и F 1 2 n1 означают лишь символы зависимости. Для выявления определяющих параметров в нашем случае использованы уравнения движения (3.24) и начальные условия. Из этих уравнений и начальных условий получена следующая система. Перемещения xj(1-6) являются функциями следующих величин и времени x f (m, c,Wt , l, , a , t ) . 0 0 Число критериев подобия всегда равно разности между числом участвующих в процессе параметров n = 7 и основных параметров r = 3. Обозначая критерии подобия через π можем записать: mz1 cz 2 Wt z3 l z 4 z5 a z6 t z7 0 0 116 Показатели степеней zl, z2,..., z7 должны быть определены так, чтобы размерность π была равна нулю. Далее вместо параметров подставляются их размерности через первичные единицы измерений: Pi L i M i T i Значения показателей степени z1, z2,...,z7 определяются из решения следующей системы: 1 z1 2 z 2 3 z 3 4 z 4 5 z 5 6 z 6 7 z 7 0 1 z1 2 z 2 3 z 3 4 z 4 5 z 5 6 z 6 7 z 7 0 z z z z z z z 0 2 2 3 3 4 4 5 5 6 6 7 7 1 1 (4.1) Система имеет n -– r (7 – 3 = 4) независимых решения, каждое из которых дает один критерий подобия. Представим степени размерности в виде таблицы 4.1. Таблица 4.1 Размерности физических величин Степени Величины [L] [M] [T] P1 M α1=0 β1=1 γ1=0 P2 C α2=0 β 2=1 γ 2=-2 P3 Wt α3=1 β 3=1 γ 3=-2 P4 l α4=1 β 4=0 γ 4=0 P5 υ0 α5=1 β 5=0 γ 5=-1 P6 a0 α6=1 β 6=0 γ 6=-2 P7 t α7=0 β 7=0 γ 7=1 Тогда система (4.1) упростится и примет вид: z3 z 4 z5 z6 0 z1 z 2 z 3 0 2 z 2 z z 2 z z 0 2 3 5 6 7 (4.2) 117 Система (1.2) имеет 4 линейно независимых решения. При этом четыре величины zi могут принять произвольные значения, остальные три определяются из уравнений системы. Важно лишь чтобы π стало безразмерной величиной. 1. Принимаем z1 = 1; z2 = z5 = z6 = 0. Тогда z3 + z4= 0; 1 + z3 = 0; - 2z3 + z7 = 0. Отсюда получаем z3 = - 1; z4 = 1 z7 = - 2. Первое решение: z1 = 1; z2 = 0; z3 = - 1; z4 = 1; z5 = 0; z6 = 0; z7 = - 2. 2. Принимаем z1 = 0; z2 = 1; z5 = 0; z6 = 0. Тогда z3 + z4 = 0; 1 + z3 = 0; - 2 - 2z3 + z7 = 0. Отсюда получаем z3 = - 1; z4 = 1; z7 = 0. Первое решение: z1 = 0; z2 = 1; z3 = - 1; z4 = 1; z5 = 0; z6 = 0; z7 = 0. 3. Принимаем z3 = 0; z4 = 1; z5 = 0; z7 = 0. Тогда z1 + z2 = 0; 1 + z6 = 0; - 2z2 - 2z6 = 0. Отсюда получаем z1 = - 1; z2 =1; z6 = - 1. Первое решение: z1 = -1; z2 = 1; z3 = 0; z4 = 1; z5 = 0; z6 = -1; z7 = 0. 4. Принимаем z2 = z3 = z4 = 0; z5 = 1. Тогда z1 = 0; 1 + z6 = 0; 1 - 2z6 + z7 = 0. Отсюда получаем z1 = 0; z6 = - 1; z7 = - 1 Первое решение: z1 = 0; z2 = 0; z3 = 0; z4 = 0; z5 = 1; z6 = - 1; z7 = - 1. Таким образом, получены все четыре решения, которым соответствуют четыре критерия подобия. Из первого решения получаем критерий: z z z z z ml m 1 c 2 Wt 3 l 4 z5 a z6 t 7 m Wt 1 l t 2 1 0 0 Wt t 2 Из второго решения: z z z z z cl m 1 c 2 Wt 3 l 4 z5 a z 6 t 7 c Wt 1 l 2 Из третьего решения: 0 0 Wt 118 z z z z z c l m 1 c 2 Wt 3 l 4 z5 a z6 t 7 m 1 c l a 1 3 0 0 m a0 0 Из четвертого решения: z z z z z m 1 c 2 Wt 3 l 4 z5 a z 6 t 7 a 1 t 0 4 0 0 0 t a0 0 Записываем согласно полученным критериям подобия – индикаторы подобия: С С m Cl С C С C 1 1; c l 1 ; c l 1 ; 2 C C w Ct C m C a w Ct C a Сm mн mм (4.3) W l t c a ; Сl н ; С w н ; Сt н ; Сc н ; С a н ; С н ; lм Wм cм tм aм м 4.3. Модельная установка. Основой для модельной установки послужила модель башенного крана ТР-БК-403А, которая приводится в движение двумя двигателями и имеет две пары ведущих и две пары ведомых колес. Данная модель крана имеет индивидуальный привод ходовых колес, что позволяет использовать ее для экспериментальных исследований тормозной системы. Внешний вид модели башенного крана показан на рис 4.1. Основные характеристики экспериментальной установки сведены в табл. 4.2. Для подключения гидронасосов к механизму передвижения крана использовались дифференциальной переходные валы. гидравлической Экспериментальная системы торможения модель (рис. 4.2) устанавливалась на раме, закрепленной под противовесом крана. На раме установлен маслобак (1), гидравлически соединенный с гидронасосами БГ 12-41 (2). В свою очередь гидронасосы (2) с помощью переходных валов кинематически связаны через мультипликатор (3) с ходовыми колесами (4). 119 К гидронасосам (2) через гидрораспределитель ПИ-2-320УХЛ4 (6) подключается гидродроссель ПГ 55-22 (5) с регулируемым проходным сечением клапана. Для контроля давления в системе в гидролинию дросселя (5) последовательно подключаются датчик давления ПД100-ДИ2,5-1,0.И.11 (7) и манометр МП3-У (8). Для записи осциллограмм переходных процессов датчик давления (7) электрически соединен с самопишущим амперметром/вольтметром 6ПВ.348.130 (9). Рис. 4.1. Общий вид модели башенного крана ТР-БК-403А. 120 Рис. 4.2. Принципиальная схема модельной установки 121 (а) (б) Рис. 4.3. Монтаж модельной установки на кран (а – механизм передвижения; б – монтажная рама) 122 Рис. 4.4. Модельная установка гидравлической системы торможения Таблица 4.2 Основные характеристики экспериментальной установки Вес крана с системой торможения, кг 164,1 Вес груза Диаметр и грузо- кранового захвата, кг колеса, см 2,4 10 Рабочий Подача объем гидро- гидро- насоса, насоса, л л/мин 0,008 10,4 Емкость маслобака, л 5 123 4.4. Методика проведения исследований. Согласно поставленным задачам методикой экспериментального исследования предусматривалась проверка работоспособности тормозной системы и получение графиков переходных процессов в системе. Подтверждением работоспособности модели будет является способность осуществлять торможение в заданных режимах. Подтверждением результатов теоретических исследований системы торможения будет являться прохождение переходных процессов в порядке, описанном в третьей главе. При проведении испытаний моделировались следующие условия эксплуатации крана: - экстренное торможение; - движения крана под уклон с постоянной скоростью. Для моделирования процесса экстренного торможения крана сначала разгоняли до скорости 1 м/сек. Для этого рукоятка гидрораспределителя переводилась в положение «1» и напорные магистрали гидронасосов замыкались на маслобак. Для начала торможения рукоятка гидрораспределителя переводилась в положение «2», подключая систему торможения. Для моделирования процесса движения крана под уклон с постоянной скоростью кран двигался с активированной системой торможения на всем протяжении пути. Для достоверности полученных результатов каждый опыт проводился пять раз. 124 При проведении экспериментальных исследований тормозной системы на модели башенного крана фиксировались следующие параметры: - выходной ток датчика давления; - давление в тормозной системе; - скорость крана; - время торможения крана; - расстояние, пройденное краном до полной остановки; - зазор между ребордами крановых колес после торможения. Для фиксации измеряемых параметров использовалась следующая техника: 1. Датчик давления ПД 100-ДИ2,5-1,0.И.11 2. Самопишущий амперметр-вольтметр 6ПВ.348.130 3. Манометр МП3-У 4. Секундомер 5. Измерительная линейка Перед проведением экспериментальных исследований все приборы прошли контрольную проверку. Была проведено тарирование датчика давления (рис 4.5). Тарирование проводилось путем создания заданной величины давления масла на входе датчика давления. Величина давления масла контролировалась манометром МП3-У. По результатам тарирования построен тарировочный график (рис 4.6). 125 Рис. 4.5. Тарирование датчика давления Рис. 4.6. Тарировочный график 126 4.5. Результаты экспериментальных исследований. В результате проведенных экспериментальных исследований получены осциллограммы переходных процессов в системе при разных режимах работы. Графики переходных процессов при моделировании процесса экстренного торможения крана показаны на рис. 4.7. Жесткость характеристики P=f(t) обуславливает скорость нарастания тормозного усилия. Она зависит от величины проходного сечения клапана гидродросселя. Так, при уменьшении величины проходного сечения гидродросселя график переходного процесса будет выглядеть следующим образом (рис 4.8). Графики переходных процессов при движении под уклон с постоянной скоростью показаны на рис. 4.9. Обработанные результаты моделирования процесса экстренного торможения сведены в таблицу 4.3. В результате моделирования движения крана под уклон были получены следующие результаты: - скорость движения крана составляла 0,66 м/с; - максимальный выходной сигнал датчика давления Iвых= 1,6 мА; - максимальное давление в системе Pmax = 0,2 МПа; - пороговое значение тормозного момента МТП = 0,2544 Н·м; - пороговое значение тормозного усилия WТ = 17,17 Н. 127 Рис. 4.7. График изменения давления в системе при экстренном торможении при диаметре проходного сечения дросселя dдр = 2 мм 128 Рис. 4.8. График изменения давления в системе при экстренном торможении при диаметре проходного сечения дросселя dдр = 1 мм 129 Рис. 4.9. График изменения давления в системе при движении под уклон с постоянной скоростью 130 Таблица 4.3 Результаты моделирования процесса экстренного торможения Диаметр условного прохода дросселя dдр, мм 1 2 Максимальный выходной сигнал датчика давления Iвых, мА 2,13 1,53 Максимальное давление в системе Pmax, МПа 0,267 0,19 Время торможения t, с 1,1 1,7 Расстояние, пройденное до полной остановки, см 21 30 0,340 0,242 22,92 16,31 Максимальный тормозной момент на валу насоса MГ, Н·м Максимальное тормозное усилие, приведенное к колесу крана WТ, Н Экспериментальные исследования тормозной системы крана показали ее способность обеспечить торможение и полную остановку механизма передвижения крана. Изменение расстояния между ребордами и рельсами в процессе торможения не превышало 1-2 мм с гарантированным зазором в пределах 3-5 мм. Также имели место равные расстояния, пройденные колесами на разных сторонах крана при торможении. Для подтверждения результатов теоретических исследований системы торможения был построен сравнительный график (рис. 4.10) изменения тормозного усилия при торможении на модели и в экспериментальной установке. График экспериментальной установки (рис. 4.8) при помощи критериев подобия (4.3) был приведен к графику изменения тормозного усилия в модели (рис. 3.12). Сравнительный график показывает, что 131 результаты математического моделирования согласуются с результатами экспериментальных исследований. Рис. 4.10. График изменения тормозного усилия в системе при торможении (а – в математической модели; б – в экспериментальной установке). 132 4.6. Результаты производственных испытаний системы торможения крана. Для проведения производственных испытаний была разработана, изготовлена и внедрена на заводе ШРМЗ ОАО «Ростовшахтострой» дифференциальная электрическая система динамического торможения, установленная на козловой кран ККТ-5 (рис 4.11). Целью производственных испытаний являлась проверка работоспособности разработанной тормозной системы и возможности ее использования в промышленных условиях. Система торможения выполнена на основе асинхронных двигателей переменного тока и обеспечивает равенство тормозных моментов на тормозных колесах крана. Дифференциальная электрическая система динамического торможения предназначена для торможения асинхронного электродвигателя с короткозамкнутым ротором постоянным током в режиме динамического торможения. Для создания постоянного тока использовался мост из диодов Д 112-25-6 с максимальным средним током за период 25 А. Электрическая система динамического торможения питается от сети переменного тока напряжением 380 В, частотой 50 Гц и позволяет управлять электродвигателями с постоянным током до 25 А. Электрическая система динамического торможения обеспечивает настройку времени торможения и тока торможения с помощью регулируемого сопротивления динамического торможения. Схема дифференциальной электрической динамического торможения представлена на рис 4.12. системы 133 Рис. 4.11. Общий вид крана Дифференциальная электрическая система динамического торможения работает следующим образом. Тормозные электромагниты YB1 и YB2 включены в силовую цепь двигателей и при отсутствии питания колодочные тормоза замкнуты, обеспечивая удержание крана. После включения рубильника нажатием кнопки «Пуск» замыкается цепь катушки линейного контроллера КМ 1.1. Одновременно с включением силовой цепи главными контактами контактора КМ 1.2 его блок контакт КМ 1.3 шунтирует кнопку «Пуск» и ее можно отпустить. Размыкающий контакт КМ 1.4 обесточивает 134 контактор КТ 1.1, препятствуя началу торможения при работающих двигателях. Главный контактор включен, однако движения не происходит, т.к. силовая цепь разомкнута. Необходимо нажать кнопку «Право» для движения крана в заданном направлении. При этом замкнется контакт КМ 2.2 обмотки двигателя будут под напряжением. При нажатии кнопки «Лево» происходит включение контактора КМ 3.1 с одновременным отключением катушки контактора КМ 2.1. Контактами КМ 2.2 и КМ 3.2 переключаются полюсы статорных обмоток двигателей – кран движется в обратную сторону. При прохождении тока по силовой цепи тормозные электромагниты отводят колодки колодочного тормоза от тормозного шкива, обеспечивая свободное движение механизма передвижения. При включенной катушке контактора КМ 2.1 блок-контакт КМ 2.3 разрывает цепь катушки другого контактора, что предохраняет силовые цепи от короткого замыкания. Аналогично при включенной катушке контактора КМ 3.1 блок-контакт КМ 3.3 разрывает цепь катушки контактора КМ 2.1. Для торможения крана нажимается кнопка «Стоп», размыкая цепь катушки линейного контроллера КМ 1.4. Замыкается контакт КМ 1.4, подключая контактор КТ 1.1, который замыкает контакты КТ 1.2 и КТ 1.3. Переменный ток питания проходит через диодный мост VD1 – VD4, в результате чего обеспечивается питание статорных обмоток двигателей постоянным током, обеспечивая их динамическое торможение. Величина тормозного момента регулируется с помощью сопротивления динамического торможения Rд.т.. После торможения отключения снова питания замыкаются. колодочные тормоза Электрооборудование механизма установлено в специальном кожухе (рис. 4.13). Промышленные испытания выполнялись на кране козлового типа ККТ5, механизм передвижения которого оборудован двигателями MTF 211-6 135 мощностью 1,1 кВт каждый (рис. 4.14). В ходе испытаний было произведено несколько циклов пуска-торможения крана. После каждой остановки замерялись зазоры между ребордами ходовых колес крана и рельсом. В результате производственных испытаний была подтверждена работоспособность дифференциальной электрической системы динамического торможения. Установлено, что изменение расстояния между ребордами и рельсами в процессе торможения с использованием предложенной системы не превышают 5-7 мм с гарантированным зазором 15-25 мм. Система позволила обеспечить торможение крана без перекоса и способна реагировать на изменение условий торможения, выравнивая тормозной момент на ходовых колесах. Опытный образец электрической системы динамического торможения был принят в производственную эксплуатацию. 136 Рис. 4.12. Принципиальная схема механизма передвижения крана с дифференциальной электрической системой динамического торможения Рис. 4.13. Блок управления двигателями Рис. 4.14. Двигатель механизма передвижения крана 138 4.7 Выводы по главе 1. Введены критерии подобия, позволяющие провести переход от механизма передвижения башенного крана к механизму передвижения козлового крана. 2. Предложенная модель тормозной системы крана является работоспособной и позволяет обеспечить торможение и полную остановку механизма передвижения крана. 3. Рассмотрение полученных экспериментально осциллограмм изменения величины давления в системе в переходных режимах показывает, что они хорошо согласуются с результатами теоретических исследований. 4. Исследования модели тормозной системы при разных значениях пропускной способности дросселя показали, что система обладает широкими возможностями регулирования. 5. Результаты промышленных испытаний подтвердили работоспособность электрической системы динамического торможения. Испытания показали, что система позволяет обеспечить торможение крана без перекоса. Опытный образец электрической системы динамического торможения был принят в производственную эксплуатацию. 6. Проведенные исследования дают возможность наметить пути совершенствования тормозных устройств кранов для создания систем с возможностью выравнивания величин тормозных моментов на приводных крановых колесах. 139 ВЫВОДЫ ПО РАБОТЕ В диссертации решена научно-практическая задача по разработке структуры и силовых параметров дифференциальной системы торможения механизма передвижения крана пролетного типа, обеспечивающей равенство тормозных моментов на ходовых колесах. Результаты решения этой задачи представлены в следующих выводах: 1. На основании анализа состояния вопроса установлено, что существующие крановые тормоза в силу своих физических и конструктивных особенностей не способны обеспечить равный тормозной момент на ходовых колесах крана, что ведет к перекосу металлоконструкции кранов, снижению ее надежности и износу крановых колес и рельсов. Таким образом, необходимо разработать новое тормозное устройство со стабильными параметрами исполнительного элемента, способное обеспечить равные тормозные моменты на ходовых колесах и исключить образование перекоса крана. 2. В результате проведенного исследования напряженного состояния металлоконструкции установлено, что максимальные напряжения в металлоконструкции возникают при торможении с перекосом в местах закрепления опор крана с крановой балкой. Установлена допускаемая неравномерности тормозных моментов при перекосе. Для кранов с диагональным расположением приводов она не должна превышать 37,1%, для кранов с линейным расположением приводов – 39,8%. Моделирование процесса торможения крана с перекосом показало, что увеличение пролета снижает значение допустимой неравномерности более чем в 2 раза при линейном расположении приводов и в 1,65 раза – при диагональном. Увеличение базы крана снижает значение допустимой неравномерности в кранах с линейным приводом не более чем в 1,08 раз, в кранах с диагональным – не более чем в 1,25 раз. 140 3. Разработана структура дифференциальных тормозных систем на основе гидравлических и электрических машин вращательного действия, обеспечивающих равенство тормозных моментов на ходовых колесах. Принцип работы систем торможения заключается в формировании и взаимодействии потоков гидравлической и электрической энергии при стабилизации силовых параметров исполнительных элементов. 4. На основе обобщенной расчетной схемы разработана система дифференциальных уравнений Лагранжа второго рода, позволяющая математически моделировать работу тормозной системы, выполненной на базе гидравлических и электрических машин. Проведены исследования математической модели в системе MathCAD, в результате которых получены зависимости изменения параметров системы в переходных режимах работы. При использовании дифференциальной системы торможения разница между перемещениями правой и левой ходовых тележек при расположении груза в крайнем положении не превышает 2%. Разработанная методика расчета основных параметров системы торможения крана на основе результатов математического моделирования позволяет выбрать оборудования для создания дифференциальных тормозных систем. 5. В результате проведенных экспериментальных исследований доказана работоспособность предложенных дифференциальных гидравлических и электрических тормозных систем. Изменение расстояния между ребордами и рельсами в процессе торможения не превышало 1-2 мм с гарантированным зазором в пределах 3-5 мм. Расстояния, пройденные колесами на разных сторонах крана при торможении, равны. Полученные осциллограммы изменения тормозного усилия в гидросистеме показали сходимость экспериментальных данных с теоретическими положениями. 6. Разработана конструкция тормозного устройства с дифференциальной системой торможения крана ККТ-5, основанная на использовании асинхронных двигателей переменного тока с 141 короткозамкнутым ротором. В ходе промышленных испытаний установлено, что изменение расстояния между ребордами и рельсами в процессе торможения с использованием предложенной системы не превышают 5-7 мм с гарантированным зазором 15-25 мм. Испытания системы торможения показали отсутствие контакта реборд колес с рельсом в процессе торможения, что исключает возможность образования повышенных напряжений металлоконструкции крана из-за перекоса и ведет к повышению её надежности. Опытный образец дифференциальной электрической системы торможения был принят в производственную эксплуатацию на заводе ШРМЗ ОАО «Ростовшахтострой». 142 БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК 1. Гохберг М.М. Металлические конструкции подъемно-транспортных машин. /3-е изд. - Л,: Машиностроение, 1976. - 456 с. 2. Комаров М.С. Динамика механизмов и машин. - М.: Машиностроение, 1971. - 296 с. 3. Исследование действительных нагрузок на металлоконструкции мостовых кранов производства УМЗ: Отчет по теме К-433, № Б 393136/Рук. Лобов Н.А. - М.: МВТУ им. Н.Э.Баумана, 1974. - 201 с. 4. Александров М.П. Грузоподъемные машины: Учебник для вузов. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана – Высшая школа, 2000. – 552 с. 5. при Гайдамака В.Ш., Томарев В.А. Снижение динамических нагрузок торможении. - В сб.: Подъемно-транспортное оборудование. ЦНИИТЭЙТЯЖМАШ. 1981, вып. 6-8I-I2, с.5-8. 6. Гохберг М.М. О динамических воздействиях на металлические конструкции кранов, возникающих при их передвижении. - В кн.: Труды ЛПИ им. Н.И.Калинина, 1954, № 3, с.17-41. 7. Джигкаев Т.С. Основы динамики мостовых перегружателей и кранов в условиях особых нагрузок. – Владикавказ: Терек, 2000. – 226 с. 8. Казак С.А. Динамика мостовых кранов. - М.: Машиностроение, 1968. 332 с. 9. Ковальский B.C. Грузоподъемные машины. Передвижение кранов. Харьков: ХВКИУ, 1963. - 167 с. 10. Комаров М.С. Динамика грузоподъемных машин. - М.: Машгиз, 1962. - 267 с. 11. Лобов Н.А. Динамические нагрузки металлоконструкций мостового крана с гибким подвесом груза при пуске и торможении. - Изв. вузов. Машиностроение, 1978, № 8, с.105-111. 143 12. Смирнов С.С. Динамика мостовых кранов. - В сб.: Проблемы машиностроения. Челябинск,политехи.ин-т, 1973, № 123, с.224-230. 13. Спицына Д.Н., Поликарпов К.В. Динамика кранов с жестким подвесом груза: Учеб. пособие / Под ред. О.С. Нарайкина: – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2009. – 184 с. 14. Abdel-Rahman, E. M., Nayfeh, A. H., and Masoud, Z. N. Dynamics and control of cranes: A review. Journal of Vibration and Control, 2003, № 9(7), p. 863–908. 15. Khalid, A., Huey, J., Singhose,W., Lawrence, J., and Frakes, D. Human operator performance testing using an input-shaped bridge crane. Journal of Dynamic Systems, Measurement, and Control, 2006, №128, p. 835–841. 16. Волков Д.П. Динамика и прочность одноковшовых эскаваторов. -М.: Машиностроение, 1965. - 462 с. 17. Лобов Н.А. Расчет динамических нагрузок мостового крана при его передвижении. - Вестник машиностроения, 1976, № I, с.44-48. 18. Грузоподъемные краны: В 2-х кн. Сокр.пер. с нем./Пер. М.М.Рунов, В.Н.Федосеев; Под.ред. М.П.Александрова. - М.: Машиностроение, 1981. 19. Соболев В.М., Пелипенко И.А., Ермаков Г.П. и др. Экспериментальные исследования поперечных усилий при торможении мостовых кранов. - В сб.: Машиноведение. Челябинский политехи, ин-т, 1977, № 125, с.174-177. 20. Балашов В.П., Шафиров З.Е. Многодвигательный привод механизмов передвижения кранов. - В кн.: Сборник научных трудов № I, ВНИИПТМАШ. Подъемно-транспортные машины, 1974, вып.4, с.34-56. 21. Sedlmayer F. Bremskrafte der Fahrwerke-ihre dynamische. Wirkung auf die Tragkonstruktion der Krane.-Fordern und heben, 1967, №4, s. 203-215. 22. Золина Т.В. Обеспечение безопасной эксплуатации промышленных зданий с крановым оборудованием. // Сборник «Модернизация регионов России: инвестиции в инновации». Материалы IV Международной НПК, 144 15.10.2010. Астрахань, 2010. С. 16-18. 23. Меклер Г.А., Новиков А.Н., Шафиров З.Е. Автоматизированные электроприводы контейнерных кранов. - В кн.: Сб.науч.тр. № 1, ВНИИПТМАШ. Подъемно-трансп.машины./ Под общ.ред.инж. Скворцова Б.Н. Вып. 4. Автоматизация и электропривод в подъемно-транспортных машинах. М., 1975; 72 с. 24. Гайдамака В.Ф. Новые пусковые и тормозные устройства грузоподъемных машин. - Харьков: Вища школа, 1975. - 103 с. 25. Абрамович И.И., Лукиянов Н.И. Исследование механизмов передвижения козловых кранов в условиях эксплуатации. - В кн.: Труда ВНИИПТМАШ, вып. 4 (57), м.: 1965, с.3-40. 26. Александров М..П. Тормоза подъемно-транспортных машин. Изд. З-е доп. и перераб. - М.: Машиностроение, 1976. - 383 с. 27. Абрамович И.И., Котельников Г.А. Козловые краны общего назначения. - М.: Машиностроение, 1971. - 277 с. 28. Лукиянов М.И. Вопросы безопасности и надежности работы козловых кранов. - Безопасность труда в промышленности,1965, № 4, с.24-26. 29. Совершенствование тормозных устройств кранов завода им. Октябрьской революции. - Отчет о научно-исследовательской работе. - Ворошиловград, 1977. - 80 с. 30. Кузнецов Е.С., Греков A.M. Вероятностные характеристики тормозного момента тормозов механизмов передвижения кранов. - В сб.: Новое в подъемно-транспортной технике: Тезисы докл. Всесоюзной науч.техн.конф. Горький, 1980, с.128. 31. Петухов П.З. Результаты экспериментального исследования механизмов передвижения ковочного крана грузоподъемностью 150/75 т. - В сб.: Подьемно-трансп.машины, Тула, 1976, с.51-54. 145 32. Будиков Л.Я., Канаев С.Ф. Многопараметрический анализ динамики торможения грузоподъемных кранов противовключением электродвигателей. – Подъемно-транспортная техника, 2009, №3, с. 115-124. 33. Создание работы Отчет с о механизма применением передвижения крана электромагнитных научно-исследовательской тяжелого порошковых работе. - режима передач. - 1974. - Харьков, 217 с. 34. надежности Абрамович И. И., Панасенко Н. Н. Краны повышенной для обслуживания атомных электростанций//Подъемно- транспортное оборудование: Обзор, информ. М.: ЦНИИТЭИТЯЖМАШ, 1984. – 44 с. 35. Григоренко А.Г., Сисин И.А., Сердюков В.М. Технический контроль при эксплуатации подкрановых сооружений. М.: Металлургиздат, 1979, 272с. 36. Петухов П.З. Повышение прочности и долговечности крановых ходовых колес. М, Машиностроение, 1972, 175 с. 37. Джакаль Ахмед. Анализ причин снижения износостойкости ходовых колес мостовых кранов и пути повышения их долговечности // Деп.в. В/О «Мортехинформреклама, № 1272. – Одесса: ОИИМФ, 1993. – 20с. 38. Шабашов А.П., Лысяков А.Г., Мостовые краны общего назначения. – 5-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1980.– 304с. 39. Александров М.П., Лысяков А.Г., Федосеев В.Н., Новожилов М.В. Тормозные устройства: Справочник. – М.: Машиностроение, 1985. – 312 с. 40. Александров М.П. Тормоза подъемно-транспортных машин. Изд.З-е доп. и перераб. М.: Машиностроение, 1976. - 383 с. 41. Дейнега В.И. Защита мостовых кранов от ударов при наездах на тупиковые упоры: Автореф. дисс. канд. техн. наук. – Новочеркасск: Типография НПИ, 1987. – 20 с. 146 42. Остапенко В.И. Устройства автоматического управления тормозами подъемно-транспортных машин. – Подъемно-транспортное оборудование, 1966, № 10, с. 21-44 43. Парницкий А.Б., Шабашов А.П., Лысяков А.Г. Мостовые краны общего назначения. М.: Машиностроение, 1971. – 352 с. 44. Петухов П. 3., Ксюнин Г. П., Серлин Л. Г. Специальные краны. М.: Машиностроение, 1985. - 350 с. 45. Ушаков Н.С. Мостовые электрические краны. — М.: Машиностроение, 1980. 46. Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов. ПБ-10-382-00/Госгортехнадзор России.- М.: НПО ОБТ, 2000. – 266с. 47. Дукельский А.И. Портовые и судовые грузоподъемные машины.- М.: Морской транспорт, 1960. – 516с. 48. Ивановский К.Е., Оболенский А.С. Краностроение в Японии. – Подъемно-транспортное оборудование, 1965, №6, 53-57 с. 49. Лысяков А.Г. Узлы гидрофицированных кранов. – Строительные и дорожные машины, 1967, №3, 42-47 с. 50. Абрамович передвижения И.И., козловых Лукиянов кранов М.И. в Исследование условиях механизмов эксплуатации. Труды ВНИИПТМАШ, вып.4 (57). М.: ВНИИПТМАШ, 1965, с.3-40. 51. Абрамович И.И., Котельников М.И. Козловые краны общего назначения. М.: Машиностроение, 1971. - 277 с. 52. Разработка, исследование и внедрение новых механизмов передвижения козлового крана КК-12,5: Отчет по НИР, № Б851803/Рук. Гайдамака В.Ф. Харьков: ХПИ им.В.И.Ленина, 1979. - 126 с. 53. Неженцев А. Б. Исследование горизонтальных инерционных нагрузок при передвижении мостовых кранов и разработка устройства для динамического торможения механизма передвижения. – Ворошиловград, 1983. – 276 с. 147 54. Рахманый A.C. Снижение динамических нагрузок на мост при пуске и торможении мостового крана. – Подъемно-транспортные машины. – Тула, 1981, с.76-83. 55. Манилов передвижения K.M. Исследование мостового крана с динамики привода тиристорным механизма управлением. - Дисс.канд.техн.наук. Харьков, 1974. - 138 с. 56. Александров М.П. Тормозные устройства в машиностроении. – М.: Машиностроение, 1965. - 676 с. 57. Рахманый A.C. Исследование горизонтальных нагрузок на мостовой кран при пуско-тормозных режимах движения. - Автореф. Дисс. канд.техн.наук. Харьков, 1981. - 23 с. 58. Аракелян А.Н. Электрогидравлические толкатели с механическим тормозом. Строительные и дорожные машины, 1967, № 4,с.33-35. 59. Левин Б.А. Краны с управляемыми колодочными тормозами. - М.: НИИИнформтяжмаш, вып. 5-68-2, 1968. с. 6-14. 60. Кузнецов Е.С. Динамика механизма подъема при торможении опускаемого груза и запаздывание колодочных тормозов: Дисс.канд.техн.наук. -Свердловск, 1973. - 167с. 61. Никитин К.Д. Исследование тяжелых литейных кранов при тормозных режимах работы механизма главного подъема с целью снижения динамических нагрузок и повышения безопасности эксплуатации: Дисс.канд.техн.наук. - Свердловск, 1983. - 259с. 62. Чукмасов С.Ф., Трушин А.В., Шарапан А.Б. Повышение надежности торможения и долговечности фрикционных элементов колодочных тормозов. – Надежность ПТМ: Труды ВНИИПТмаш, 1970, №8, с.145-149. 63. Контактное взаимодействие твердых тел и расчет сил трения и износа. – М.: Наука, 1970. – 240с. 64. Мустафаев С.М., Керимов Д.А., Джанахмедов А.Х. Некоторые методы планирования эксперимента при исследовании процесса трения. – 148 Трение, износ и методы испытаний асбофрикционных материалов. – Ярославль: ВНИИАТИ, 1973. – 20с. 65. Котельников Б.Н. Исследование фрикционных материалов тормозов кранов. – Исследование узлов и деталей ПТМ: Труды ВНИИПТмаш, 1964, №7, с.50-66. 66. Чичинадзе А.В. Испытания фрикционного материала "ретинакс" в нагруженном тормозе. – Повышение эффективности тормозных устройств, свойства фрикционных материалов. - М.: АН СССР, 1959. – с.145-158. 67. Браун З.Д., Овсиенко П.И., Бевз Е.Е., Титов А.Н. Моделирование фрикционных характеристик тормозов ШМ. – Расчет и моделирование режима работы тормозных и фрикционных устройств - М.: Наука, 1974. с.85-90. 68. Соколов Ю.М., Борисов А.В. Электрооборудование ПТМ. - М.: Высшая школа, 1967. - 361с. 69. Брауде В.И., Гохберг М.М., Звягин И.Е. и др. Справочник по кранам, т.1. – М.: Машиностроение, 1988. – 536 с. 70. Брауде В.И., Гохберг М.М., Звягин И.Е. и др. Справочник по кранам, т.2. – М.: Машиностроение, 1988. – 559 с. 71. Балашов В.П. Раздельный привод в механизмах передвижения мостовых кранов. – М: ВНИИПТМАШ, 1959г. – 120 с. 72. Шелофаст В.В., Черунова Т.Б. Основы проектирования машин. – М: АПМ, 2007. – 240 с. 73. Шелофаст В.В., Черунова Т.Б Новые возможности системы APM WinMachine // САПР и графика. – 2006. – №2. – С. 42-46 74. Шелофаст В.В., Стайнова Е.А., Замрий Т.Б APM WinMachine — небеспристрастный взгляд в недавнее прошлое // САПР и графика. – 2006. – №2. – С. 42-46 75. Барч И.З., Кутовой Э.Н, Тройно Е.Т. и др. Строительные краны. – Киев: Будiвельник, 1968. – 302 с. 149 76. Слесарев Г.А., Тибанов В.П. Учебное пособие по проектированию и расчету металлоконструкций подъемно-транспортных машин. – М.:МВТУ, 1985. – 32 с. 77. Пат. 2405735 РФ, МПК В 66 С 9/16. Устройство для направления движения мостового крана / Шилов А.А. – Опубл. 10.12.2012. – Бюл. № 34 – 12 с. 78. Гетлинг Б.В. Чтение схем и чертежей электроустановок. – М.: Высш. школа, 1980. – 242с. 79. Рыжиков В.А. Натяжные устройства канатовьющих машин. Новочеркасск: НГТУ, 1994. – 134 с. 80. Ключев В.И. Теория электропривода. – М.: Энергоатомиздат, 1985. – 560 с. 81. Хализев Г.П. Электрический привод. – М.: Высшая школа, 1977. – 256 с. 82. Бородин Н.А. Сопротивление материалов. – М.: Дрофа, 2001. – 288 с. 83. Макаров Е.Г. Mathcad: Учебный курс. – СПб: Питер, 2009. – 384 с. 84. Дьяконов В.П. Энциклопедия Mathcad 2001i и Mathcad 11. – М.: СОЛОН-Пресс, 2004. – 832 с. 85. Алексеев Е.Р., Чеснокова О.В. Mathcad 12. – М.: НТ Пресс, 2005, – 352с. 86. Гродзинский В.В. Краткий практический справочник строителя, т.2 [Электронный ресурс], М.: СК РАМОС. – Режим доступа: http://skramos.ru/downloads/spravochnik_stroitelya_tom2.pdf 87. Санников Р.Х. Теория подобия и моделирования. Планирование инженерного эксперимента. – Уфа: УГНТУ, 2010. – 214с. 88. Гухман А.А. Введение в теорию подобия. – М.: Высшая школа, 1973. – 296 с. 89. Веников В.А. Теория подобия и моделирования (применительно к задачам электроэнергетики). – М.: Высшая школа, 1976. – 479с. 150 90. Лобов Н.А. Динамика грузоподъемных кранов. – М.: Машиностроение, 1987. – 160 с. 91. Лобов Н.А. Динамика передвижения крана по рельсовому пути. – М.: МГТУ им. Баумана, 2003. – 232 с. 92. Башта Т.М. Гидропривод Машиностроение, 1972. – 320 с. и гидропневмоавтоматика. – М.: 151 ПРИЛОЖЕНИЯ 152 ОСЦИЛЛОГРАММЫ ПЕРЕХОДНЫХ ПРОЦЕССОВ В ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЙ УСТАНОВКЕ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ СИСТЕМЫ ТОРМОЖЕНИЯ КРАНА Осциллограммы переходных процессов в системе при диаметре проходного сечения дросселя dдр = 2 мм Осциллограммы переходных процессов в системе при диаметре проходного сечения дросселя dдр = 1 мм Осциллограммы переходных процессов в системе при моделировании движения под уклон с постоянной скоростью. 153 ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАГРУЗОК ПЕРЕКОСА В МЕТАЛЛОКОНСТРУКЦИИ КРАНА 154 ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛОВЫХ ПАРАМЕТРОВ ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОЙ СИСТЕМЫ ТОРМОЖЕНИЯ 155 РЕШЕНИЕ СИСТЕМЫ ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНЫХ УРАВНЕНИЙ С ПОМОЩЬЮ ФУНКЦИИ ODESOLVE 156 РАСЧЕТ ЭКОНОМИЧЕСКОГО ЭФФЕКТА ОТ ВНЕДРЕНИЯ СИСТЕМЫ ТОРМОЖЕНИЯ Экономический эффект – это эффект, при расчете которого учитываются в стоимостном выражении все виды результатов и затрат, связанных с реализацией мероприятия: Экон.эффект = [Затраты до – Затраты после] – Затраты на внедрение. Таблица П1. Наименование Количество Затраты до внедрения Стоимость ед., руб Общая стоимость, руб Ремонт колес 20 шт 5000 100000 Замена колес 4 шт 21500 86000 Замена рельс 10 м 3887 38870 Итого: 224870 Таблица П2 Затраты после внедрения Наименование Количество Стоимость ед., руб Общая стоимость, руб Ремонт колес 4 шт 5000 20000 Замена колес - 21500 0 Замена рельс - 3887 0 Итого: 20000 157 Таблица П3 Затраты на реализацию гидравлической системы торможения Наименование Количество Стоимость ед., руб Общая стоимость, руб Насос ВГ 11-11 2 шт 8000 16000 Гидродроссель ПГ 77-12 1 шт 1900 1900 Гидрораспредели тель Р 40 1 шт 2350 2350 Гидролинии 40 м 250 10000 Итого: 30250 Таблица П4 Затраты на реализацию электрической системы торможения Наименование Количество Стоимость ед., руб Общая стоимость, руб Диод Д 112-25-6 4 шт 250 1000 Тормозной резистор 1 шт 960 960 Соед. кабели 40м 20 800 Итого: 1860 Экономический эффект от внедрения гидравлической торможения за пять лет для одного крана составит: системы Экон.эффект = [224870 – 20000] – 30250 = 174620 руб. Экономический эффект от внедрения электрической торможения за пять лет для одного крана составит: Экон.эффект = [224870 – 20000] – 1860 = 203010 руб. системы
