книги / Строительные краны

и момент на выходном валу турботрансформатора, величина для дви­ гателя почти стабильная.

Как видно из обобщенной характеристики турботрансформатора (рис. 122, а), высокий к. п. д. его может быть получен лишь в ограни­ ченной зоне.

Поэтому в турботрансформаторах редукция угловых скоростей, при достаточно приемлемом к. п. д., может быть достигнута в пределах ±2,5 - г - 3 от номинала.

На рис. 123, а представлена принципиальная схема кранового турбо­ трансформатора ТРК-325 (Б-016А), применяемого в пневмоколесном кране К-161, а на рис. 123, б — его конкретная характеристика.

Рис. 123. Турботрансформатор ТРК-325:

а — п р и н ц и п и а л ь н а я с х е м а ; б — х а р а к т е р и с т и к а

При постоянном числе оборотов вала насосного колеса (двигателя) пн = 1500 об/мин и развиваемом моменте Мн ^ 17 кГм на валу турбин­

колеса: насосное 2, турбинное 3 и жестко соединенное с корпусом 1 на­ правляющее 4 (реактор).

Насосное колесо является ведущим и связано с валом 5 двигателя* турбинное является ведомым и связано с валом 6 привода; реактор не­ подвижен.

Для циркуляции и охлаждения рабочей жидкости используется ра­ диатор 7, в который жидкость подается шестеренным насосом 8. В си­ стеме имеется перепускной клапан 9, фильтр 10 и бак 11. Для управле­ ния процессом циркуляции масла применен пневмотолкатель 12, воз­ действующий на золотник, управляющий эжектором 13 и диффузором 14.

В турботрансформатЬре имеется не показанная на рис. 123 роликовая обгонная муфта. Когда скорость вращения турбинного колеса стано­ вится равной скорости вращения насосного ,колеса, обгонная муфта включается, обеспечивая жесткое соединение валов — ведущего 5 с ведомым 6.

Выключение турботрансформатора осуществляется путем удаления жидкости из системы. Для экстренной остановки трансмиссии на вы­ ходном (ведомом) валу турботрансформатора может быть установлен тормозной шкив; тормоз управляется крановщиком.

В настоящее время серийно выпускаются два турботрансформатора, характеристика которых приведена в табл. 51.

на тормозных режимах, когда передача энергии идет от рабочих орга­ нов к турботрансформатору, дает возможность обеспечить бесступенча­ тое регулирование скорости подъема и опускания груза от наибольших

груза.

Аналогично положение и с механизмом передвижения — скорость передвижения крана при повышении сопротивления передвижению ав­ томатически снижается и, наоборот, повышается при снижении сопро­ тивления.

Автоматизм работы привода с турботрансформатором имеет и свои неудобства, заключающиеся в получении иногда скоростей движения груза, не соответствующих намерениям крановщика, что определяет необходимость в тщательном наблюдении за работой привода.

В связи с этим целесообразно проанализировать работу турботран­ сформатора в подъемном крановом механизме [82].

Рабочие операции крана осуществляются на различных режимах работы турботрансформатора. Подъем груза и стрелы, вращение пово­ ротной части и передвижение по горизонтальной местности или на подъем осуществляются на основном его режиме — тяговом. Опускание груза и стрелы и передвижение по крутому уклону вниз осуществляют­

превышать скорости вала насосного, так как уже при равенстве угловых скоростей обгонная муфта жестко их соединяет.

Учитывая, что предельные по величине грузы составляют обычно небольшую часть перерабатываемых кранов и их можно поднимать с

пониженной скоростью vu а малые по величине грузы желательно поднимать с повышенной скоростью v2= av^ скоростное передаточное отношение целесообразно определять так, чтобы

( X V iin h i ___ v 2 ^ n h i __ ^

nD$ н

Здесь in — передаточное число (кратность) полиспаста; iM— передаточное число механизма;

De — диаметр барабана;

а = — , где iT— кинематическое передаточное отноше-

i r

ние турботрансформатора. Обычно принимают а ~ 2.

Вмеханизмах вращения поворотной части передаточное число механизма определяют исходя из номинальной скорости вращения; снижение скорости вращения обеспечивается путем снижения оборотов двигателя, а следовательно, и оборотов насосного колеса.

Вмеханизмах передвижения крана передаточное число трансмиссии определяют исходя из предельной скорости передвижения на горизон­ тальной местности; возможность преодоления небольших подъемов и коротких участков плохих дорог обеспечивается турботрансформатором.

При недостаточности предельного момента Мтдля преодоления дорож­ ных препятствий применяют дополнительные переменные передачи (ко­ робку передач).

Тормозные режимы рассмотрим на базе кинематических схем, пред­ ставленных на рис. 124, а, соответствующих кинематике пневмоколесного крана К-161.

Крутящие моменты на насосном валу Мн, направленные в сторону вращения вала двигателя,, будем считать положительными, направлен­ ные в противоположную — отрицательными.

Крутящие моменты на ведомом валу Мтбудем считать положитель­ ными, если они направлены в сторону, обратную направлению враще­ ния вала двигателя.

Характеристика поведения груза при различных режимах представ­ лена на рис. 124,6. Первый квадрант характеризует работу подъемного механизма в тяговом режиме (схема по рис. а — I): чем большее относи­ тельное значение Мт, тем ниже скорость вращения турбинного колеса.

Естественно, что снижая Мп путем уменьшения оборотов двигателя, мы тем самым повышаем относительную величину Мт. При данной ве­ личине Мт (соответствующей грузовому моменту Мбар), снижая оборо­ ты двигателя /гм, то есть снижая Мн и, следовательно, повышая МТ/МН1 можно довести пти, следовательно, iT до нуля, то есть груз остановит­ ся, хотя двигатель будет работать. Дальнейшим снижением оборотов двигателя механизм переводится на режим противовращения, характе­ ристика которого приведена во втором квадранте (схема по рис. а — II)- Если продолжать снижать обороты двигателя, то скорость опусканий груза будет расти. Маневрированием оборотами двигателя можно до­ стичь весьма малых посадочных скоростей, близких к нулевой, когда» что уже отмечалось ранее, возможно случайное получение скорости не того направления, какое хочет получить крановщик. Необходимо обра­ тить внимание на то, что опускание груза на режиме противовращения происходит при кинематике механизма, нормально соответствующей подъему груза.

При включении механизма на спуск груза режим работы турботран­ сформатора будет зависеть от величины груза. Характеристика его

приведена в четвертом и частично первом квадрантах (схема по

РИСПр7малом по величине грузе, создающем момент, меньший момента трения в трансмиссии (первый квадрант), происходит силовой спуск и турботрансформатор работает в тяговом режиме. Если величина груза выше и грузовой момент на турбинном колесе^превышает момент тре­ ния, в трансмиссии создается дополнительный момент, разворачиваю-

Рис. 124. Характеристика режимов работы турботрансформатора в механизме подъема одномоторного крана с групповым приводом от дизеля:

пт — число оборотов ведомого вала турботрансформатора; ri $ар— число оборотов грузового бара­ бана; V гр — скорость груза; М н — крутящий момент двигателя и ведущего вала турботрансфор­

щий турбинное колесо, скорость вала турбинного колеса увеличивается и режим становится обгонным, то есть скорость ведомого вала может превысить скорость ведущего. Этому, однако, препятствует обгонная муфта, которая блокирует валы, после чего опускание происходит на режиме двигателя, при котором грузовому моменту противодействует момент трения двигателя (см. п. 35).

Экспериментальные исследования показали, что бесступенчатое регулирование скорости в механизмах подъема возможно лишь при работе с грузами весом более 50% номинального, при работе с более

легкими грузами, а также при регулировании скорости поворота необ­ ходимо притормаживание ведущего вала турботрансформатора, что является существенным недостатком привода. Избежать его можно применением регулируемых турботрансформаторов с независимым регу­ лированием скоростей и крутящих моментов, что может быть достигнуто как за счет поворота лопаток реактора, так и за счет работы с частич­ ным заполнением рабочей камеры.

Стендовые испытания таких турботрансформаторов показали, что бесступенчатое регулирование скорости может быть осуществлено с грузами весом от 5% номинального. Бесступенчато можно регулировать также скорость вращения поворотной части крана.

37. ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ ОБЪЕМНЫЙ ПРИВОД

Широкое применение, особенно в кранах небольшой грузоподъемно­ сти, преимущественно автомобильных, получает объемный гидравличе­ ский привод крановых механизмов, с использованием поршневых

жидкости и при высоких температурах из-за повышения давления в си­ стеме и ухудшения в связи с этим работы уплотнений и необходимости повседневного тщательного наблюдения за состоянием соединений, npi1 неудовлетворительном состоянии которых резко увеличивается расход рабочей жидкости (масла) и загрязняется машина. Гидравлически^ приводы работают при давлении жидкости от 65 до 320 кГ/см2, наибо­ лее часто при давлениях порядка 100 кГ/см2. Эффективность примене­ ния гидравлического привода по сравнению с электрическим опредв' ляется его более высокой напряженностью, определяемой удельной мощностью 2—6 кг/квт, тогда как для электрического 20—30 кг/кв^- Это влечет за собой при передаче одной и той же мощности гидравлИ" ческим приводом уменьшение веса и габаритов привода.

магистрали 3 и подает ее в напорную магистраль 4. На трассе 4 разме'

Масла — индустриальное 12, веретенное АУ и трансформаторное можно применять в теплые и переходные периоды.

В летние периоды с высокими температурами более целесообразно применять масла — турбинное, индустриальные 20 и 30.

Трубопроводы, используемые в силовом гидроприводе, могут быть жесткие и гибкие. Жесткие трубопроводы выполняются из стальных или медных труб, рассчитанных для работы при соответствующем давлении. Гибкие трубопроводы выполняются в виде многослойных тканево-рези­ новых шлангов, также ориентированных для работы при соответствую­ щем давлении, и используются в виде коротких участков, оборудованных на концах присоединительными муфтами, предназначенными для соеди­ нения подвижных друг относительно друга элементов гидросистемы.

Диаметр трубопровода определяется, исходя из расхода рабочей жид­ кости Q см3/сек и допустимой v см/сек скорости. Для обеспечения ла­ минарного режима движения критическая (предельная) скорость опре­ деляется по формуле

VKP = R е * р - J ,

ИЛИ

Здесь: v — кинематическая вязкость в стоксах (см2/сек) по табл. 52; d — диаметр трубы в см\

ЯеКр — критическое число Рейнольдса, значения которого таковы: для круглых гладких труб — 2200, для гибких шлангов — 1600, для цилиндрических золотников — 260.

Расход жидкости также зависит от значений v и d, а именно

Q = 0,785d2v

или

Приравнивая оба значения vd, получим минимально допустимый диа­ метр трубопровода, при котором еще будет обеспечиваться ламинарный режим движения жидкости

Q = ReКр

0,785d

или

dипи — 0,785 Rекр v СМ.

Потеря давления в трубе круглого сечения диаметром d см и длиной

Потери давления в местных сопротивлениях можно определить по формуле

ри2

1^1 + + + ?п] кГ/CM2,

где ||, ^2 , — коэффициенты местного сопротивления, определяемые по табл. 53.

Общая потеря давления в трубопроводе

Ар = Api + 2 APi кГ/см2.

Необходимое давление, создаваемое насосом, при расчетном рабочем давлении р кГ/см2

Рн — (1,05-5-1,2) [р + Ар] кГ/см2.

При расходе жидкости на рабочие операции Q см3/сек необходимая производительность насоса

где г)об 0,95ч-0,85 — объемные потери в насосе. Необходимая мощность привода насоса

где г)лезс « 0,9 — механический к. п. д., учитывающий потери на трение. Потерянная в системе энергия

и допустимом перепаде температур М ~ 50°, необходимый объем мас­ ляного бака

При других параметрах теплоотдачи и допустимого перепада темпе­ ратур объем бака должен быть определен по исходным данным.

По практическим данным емкость масляного бака должна состав­ лять: при периодической работе не менее 7 з минутной производительно­

сти насоса, а при постоянной работе не менее 1—1,5-кратной минутной производительности насоса. J

Баки изготовляются из тонколистовой стали толщиной 1—2 мм в за­ висимости от объема. В магистральных фильтрах в качестве фильтрую­ щего элемента применяются обычно пластинчатые пакеты, фильтрующая площадь которых определяется в зависимости от расхода жидкости.

Для обеспечения герметичности и прочности баки после изготовления проверяются на избыточное давление 0,5—1 кГ/см2.

Вобычных схемах объемного гидропривода, как правило, использу­ ются насосы нерегулируемой производительности и регулирование ско­ рости исполнительного двигателя осуществляется дросселями. В зависи­ мости от производительности и давления могут быть использованы на­ сосы различных типов.

Впоследнее время в приводах автомобильных кранов начинают при­ менять насосы регулируемой производительности. Целесообразность их

применения определяется большей экономичностью и тем, что все гидро­ оборудование собирается в один блок, что уменьшает длину трубопрово­ дов и упрощает процесс сборки крана.

Насосы представляют собой обратимые машины и принципиально могут быть использованы как объемные гидродвигатели.

Однако на практике в качестве двигателей используются только акси­ ально-плунжерные насосы.

На рис. 126 приведены три типа объемных гидродвигателей — порш­ невой толкатель, ротационный многоплунжерный и аксиально-плунжер­ ный. Первый из них используется для получения поступательного пере­ мещения рабочего органа, например для изменения наклона стрелы, остальные для получения вращательного движения — привода бараба­ нов, ходовых колес и т. д.

Поршневые гидравлические толкатели изготовляются с внутренним диаметром до 0,3 м при ходе поршня до 2 м (рис. 126, а) .

Усилие, создаваемое на штоке толкателя, может быть определено по формулам:

при давлении жидкости под поршень

Q = 0,785KpD2 кГ;

при давлении жидкости на поршень со стороны штока

Q' = 0J85Kp{D2 — d2) кГ

Здесь: D — диаметр поршня в см, d — диаметр штока в см, р — дав­ ление жидкости в кГ/см2, /( = 0,8ч-09 — коэффициент, учитывающий сопротивление перемещению от трения поршня в цилиндре и штока в сальнике.

Для обеспечения скорости перемещения штока vm м/сек необходимая производительность насоса

Пн = 0,785р2- м»/сек, Г]0б

где г)об ~ 0,75 -f- 0,9 — объемный к. п. д. его.

Допускаемые нагрузки на поршневые гидротолкатели определяются расчетом, в зависимости от давления рабочей жидкости. Для этой на­ грузки должны рассчитываться на прочность и детали толкателя, шток поршня должен рассчитываться также и на продольную устойчивость.

Для уплотнения используются обычно уплотнительные манжеты и кольца, изготовленные с размерами по ГОСТу 6969—54 из маслостой­ кой резины.

При больших длинах пути, осуществляемых вращательным движе­ нием, например для вращения колес механизмов передвижения или вра­ щения барабанов механизмов подъема, можно применять поршневые