Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Состояние вопроса. Цель и задачи исследования
1.1 Исследования условий труда операторов грузоподъемных устройств 8
1.2 Анализ появления вибрации от механизма перемещения грузовой тележки козлового крана 1.3 Оценка вибрации, как вредного физического фактора охраны труда машиниста козлового крана 15
1.4 Мероприятия по улучшению условий труда безопасности на рабочем месте крановщика Охрана труда рабочего места крановщика и обеспечению
Выводы по разделу. Цель и задачи исследования.
Глава 2. Теоретическое исследование процесса виброобразования в кабинах козловых кранов
Исследование спектров вибрации в кабине козлового крана зависимостей козловых кранов скоростей колебаний элементов кабин в кабине козлового 2.3
Обоснование параметров систем вибрации крана на рабочем месте крановщиков
Снижение вибрации тележки
Обоснование параметров внешних источников вибрации в кабине козлового крана, возникающих при движении рабочих органов крана механизме перемещения грузовой
Проблемы повышения плавности хода муфты
Закономерность изменения коэффициента трения коэффициента усиления
Определение величины перегрузки коэффициента трения в от зависимости
Выводы по разделу
Глава 3. Экспериментальные исследования вибрации в кабинах кранов
Результаты экспериментальных исследований вибрации кабинах козловых кранов данных оценка
Исследование достижения плавности перемещения грузовой тележки козлового крана
Обработка полученных опытных погрешностей измерений
Выводы по разделу Глава 4.
Реализация результатов исследования. методика инженерного расчета вибрации в кабинах козловых кранов
4.1 Формирование способов минимизации уровней вибрации 72
4.2 Принципы построения методики расчета и повышение плавности хода механизма перемещения грузовой тележки козлового крана 77
4.3 Внедрение результатов исследования 101
4.4 Выводы по разделу 103
Заключение 104
Список использованной литературы 106
- Анализ появления вибрации от механизма перемещения грузовой тележки козлового крана
- Мероприятия по улучшению условий труда безопасности на рабочем месте крановщика
- Обоснование параметров систем вибрации крана на рабочем месте крановщиков
- Обработка полученных опытных погрешностей измерений
Введение к работе
Актуальность темы. Козловые краны являются одним из основных
средств механизации подъемно-транспортных, строительно-монтажных,
погрузочно-разгрузочных и складских работ во всем мире. Краны этого типа наиболее полно отвечают требованиям, предъявляемым к современным грузоподъемным машинам, среди которых высокая грузоподъемность, большие значения высоты подъема груза, обслуживаемой зоны, высокая производительность, возможность точного позиционирования груза, высокие показатели надежности, особенно с точки зрения грузовой и собственной устойчивости. При проектировании козловых кранов особое внимание следует уделять вопросам обеспечения необходимого уровня безопасности эксплуатации, что оказывает существенное влияние на подход к их проектированию. В большинстве случаев конструкции козловых кранов, в частности кабины крановщиков, далеки от оптимальных характеристик по уровню прогнозирования вибрационных спектров. В связи с вышеизложенным считаю решение данного вопроса актуальным.
Целью работы является улучшение условий труда на рабочих местах крановщиков козловых кранов за счет снижения вибраций до нормативных величин.
Основные задачи исследований, которые предполагается решить в диссертационной работе, сводятся к следующему:
-
Теоретически исследовать вибрационные характеристики в кабинах козловых кранов на рабочих местах крановщиков, в особенности, в нормируемом частотном диапазоне вибраций, т.е. в низкочастотной части спектра 8-63 Гц.
-
Провести экспериментальные исследования вибраций и выявить величины превышения уровней вибраций на рабочих местах крановщиков над санитарными нормами.
-
Разработать инженерные решения по обеспечению санитарных норм вибраций в кабинах козловых кранов.
-
Разработать теоретические предпосылки оригинальной предохранительной муфты с повышенной точностью срабатывания.
-
Разработать методику расчета и конструкцию предохранительной муфты механизма перемещения грузовой тележки, обеспечивающей плавность перемещения.
Объект исследования являются процессы возбуждения вибраций элементов кабин козловых кранов и их влияние на условия труда крановщиков. Предмет исследования являются закономерности изучения формирования спектрального состава вибраций на рабочих местах крановщиков козловых кранов с учетом специфических особенностей компоновки кабин.
Методы исследования. Теоретические методы исследования: основные положения технической виброакустики в частности, энергетические методы анализа вибраций пластинчатых конструкций, теории колебаний систем с
распределенными параметрами. Экспериментальные методы исследования: планирование, организация и проведение экспериментальных исследований; обработка опытных данных и анализ полученных результатов.
Научная новизна:
уточнена модель формирования спектров вибраций в нормируемом частотном диапазоне на рабочих местах крановщиков козловых кранов в сравнении с существующими теоретическими исследованиями процессов шумообра-зования в кабинах транспортных средств;
установлена связь между спектрами вибраций в кабинах и их геометрическими параметрами и условиями эксплуатации;
теоретически обоснован профиль гнезда под тела качения управляющего устройства предохранительной муфты для реализации плавности перемещения рабочих органов крана.
На защиту выносятся следующие новые и содержащие элементы новизны основные положения:
- аналитические зависимости уровней вибрации элементов кабин козловых
кранов и, в особенности, на рабочих местах крановщиков;
результаты экспериментальных исследований уровней вибраций кабин козловых кранов;
практические рекомендации по снижению уровней вибрации на рабочих местах крановщиков козловых кранов;
методика расчета оригинальной предохранительной муфты в приводе механизма перемещения грузовой тележки;
конструкция муфты, позволяющая повысить точность позиционирования грузовой тележки и снизить уровень динамических нагрузок при перемещении подвижного органа козлового крана.
Практическая ценность работы:
разработаны практические рекомендации по снижению уровней вибраций в кабинах козловых кранов путем рационального подбора вибропоглащающих и виброизолирующих элементов ограждения кабины, обеспечивающих выполнение санитарных норм шума на рабочих местах крановщиков;
разработана научно обоснованная инженерная методика расчета и проектирования оригинальной муфты привода перемещения грузовых тележек, позволяющая создавать конструкцию муфты с повышенной точностью срабатывания.
Реализация результатов работы. Результаты исследований внедрены на ЗАО «Специальное конструкторское бюро автоматических линий и металлорежущих станков» (г.Краснодар, Краснодарский край), также инженерная методика расчета и проектирования предохранительной муфты с повышенной точностью срабатывания принята на ЗАО «Донкузлитмаш», г. Азов (Ростовская область).
Апробация работы. Основные положения и результаты исследований докладывались и обсуждались на 3-й международной научно-практической конференции «European Science and Technology» (г. Мюнхен (Германия), 30-31
октября 2012 г.), на 1-й международной научно-практической конференции «Science, Technology and Higher Education» (г. Вествуд (Канада), 11-12 декабря 2012 г.), 6-й международной научно-практической конференции в рамках 16-й международной агропромышленной выставки «Интерагромаш-2013» (г. Ростов-на-Дону, 26 февраля-1 марта 2013 г.), на 5-й научно-практической конференции «Инновационные технологии в машиностроении и металлургии» в рамках 9-го Промышленного конгресса Юга России (г. Ростов-на-Дону, 11-13 сентября 2013 г.).
Публикации. По материалам диссертации опубликованы 25 печатных работы, в том числе 11 в изданиях, рекомендуемых ВАК РФ. Общий объем работ составляет 124 страницs, в том числе доля соискателя 66 страниц.
Структура и объем работы. Диссертация изложена на 116 страницах машинописного текста, состоит из введения, 4-х глав, заключения, списка использованных источников из 93 наименований, содержит 10 таблицы, 27 рисунков.
Анализ появления вибрации от механизма перемещения грузовой тележки козлового крана
Для снижения воздействия вредных факторов в процессе производственной деятельности, машинисту крана разработан комплект спецодежды и средств индивидуальной защиты (СИЗ) в соответствии с типовыми нормами выдачи.
Оператор козлового крана в рабочее время, необходимо обязан одет в специальную профессиональную одежду и обут в специальную диэлектрическую обувь. Запрещено производить работы в порванной, расстегнутой специальной одежде, а также с подкатанными рукавами. Также если обувь имеет шнуровку, она должна быть зашнурована. Необходимо постоянное наличие на голове головного убора.
Оператор козлового крана должен знать правило использования и применения средств индивидуальной и коллективной защиты. При выписывании со склада средств защиты, необходимо внешним внимательным осмотром провести соответствие исправности и укомплектованности набора [30-45].
К средствам индивидуальной защиты операторов козловых кранов относятся: диэлектрические коврики, диэлектрические перчатки, резиновые галоши, пояс страховочный, антишумовые наушники, защитная строительная каска. По истечению срока эксплуатации средств индивидуальной защиты они должны подвергнуться осмотру, в случае их годности к последующей эксплуатации – отдаются на хранение в инструментальный шкаф, а в случае их непригодности, путем обнаружения дефектов – заменяются на исправные. Таблица 1.3. Спецодежда и СИЗ машиниста крана.
Анализ проведенных ранее исследований в этой области показал, что как теория, так и эксперименты по оценке и достижению безопасности эксплуатации козловых кранов исследованы в части надежности систем кранов и их конструкций. Изучение процессов виброобразования в кабинах козловых кранов на рабочем месте операторов вниманию не подвергалось.
До настоящего времени не изучены аспекты виброобразования в кабинах на рабочих местах крановщиков козловых кранов. Не найдены методические основы инженерного расчета вибрационных показателей в кабинах кранов, что не дает возможности анализировать вибрационные спектры в кабинах козловых кранов на рабочих местах крановщиков и параллельно использовать инженерно-технологические решения по достижению санитарных норм вибрации.
Кабина козлового крана подвергается воздействию вибрации через ее элементы ограждения от рабочих механизмов передвижения крана и особенно механизма передвижения грузовой тележки. Данная уникальная характеристика акустической составляющей козловых кранов значительно сокращает применимость акустических расчетов для кабин стрелковых и мостовых кранов для приведенных в работах указанных выше, за исключением источников показывающих внутреннюю вибрацию и энергетических вариантов расчета структурной вибрации.
В связи с этим, поставленная задача понижения значений вибрации в кабинах козловых кранов до нормативных показателей раскрывает научный и практический интерес, позволяющей существенно улучшить технические, технологические и эксплуатационные показатели, и которая позволит существенно улучшить безопасные условия труда крановщиков на рабочих местах козловых кранов.
Целью работы является улучшение условий труда на рабочих местах крановщиков козловых кранов за счет снижения вибраций.
Основные задачи исследований, которые предполагается решить в диссертационной работе, сводятся к следующему: 1. Теоретически исследовать математическое моделирование вибрационных характеристик в кабинах козловых кранов на рабочих местах крановщиков, в особенности, в нормируемом частотном диапазоне вибраций, т.е. в низкочастотной части спектра 8-63 Гц. 2. Провести экспериментальные исследования вибраций и выявить величины превышения уровней вибраций на рабочих местах крановщиков над санитарными нормами. 3. Разработать теоретические предпосылки предохранительной муфты для достижения плавности перемещения грузовой тележки со снижением вибрации. 4. Разработать методику расчета и конструкцию предохранительной муфты механизма перемещения грузовой тележки, обеспечивающей плавность перемещения и снижении вибрации. 5. Разработать инженерные решения по обеспечению санитарных норм вибраций в кабинах козловых кранов.
Мероприятия по улучшению условий труда безопасности на рабочем месте крановщика
Исследуем влияние отдельных параметров муфты на ограничение величины коэффициента усиления. При фиксированной величине коэффициента усиления на распорную силу влияют: вращающий момент, создаваемый парами трения, которые непосредственно связаны с нажимным диском; вращающий момент, передаваемый парой трения. Найдем составляющие распорной силы, учитывая изложенное выше: PI=V FDl= tga (2.28) г, F2= tga (2.29) p r
Для получения зависимости по вычислению вращающего момента Т3 воспользуемся формулами (2.28) и (2.29), подставляя правую часть последней в первую. В результате получим: Т3 =(z-l)FпRсрf ) % (2.30) Используя соотношения (2.30) и (2.28, 2.29), находим: FPi=FпCf (2.31) Fp2=(z-\)FпCf ) 5{ (2.32) 1 + [z IjC/ На основе соотношений (2.30) и (2.31) составим условия раздельного ограничения сверху величины коэффициента усиления в следующем виде: Fvi Fп (2.33) Fvi Fп (2.34) Записанные условия (2.33) и (2.34) обусловлены тем, что в случае невыполнения любого из них муфта переходит в режим неадаптивного устройства с пониженной плавностью хода [68]. После подстановки в соотношение (2.28) и (2.29) соответственно правых частей выражений (2.33) и (2.34) получим следующие формулы для ограничения сверху величины С: с\-у— (2.35) -(z-l)C22/max l (2.36) В соотношениях (2.35) и (2.36) вместо параметра / принято fma , поскольку данная замена обеспечивает работу в интервале значений коэффициента трения /шп /ш min... max
Анализ показывает, что условие (2.36) выполняется даже в форме неравенства. Это свидетельствует о том, что распорная сила, возбуждаемая частью пар трения, связанной с нажимным диском, не превышает силу Fп ни при каких величинах коэффициента усиления.
С другой стороны, согласно условию (2.35), распорная сила F 1 становится равной силе Fп при определенной величине G, которая может быть меньше, чем величина С2. Следовательно, работа пары трения накладывает более жесткие ограничения на величину коэффициента усиления, что в свою очередь, ограничивает плавность хода муфты. Очевидно, что доминирующие влияние пары трения необходимо уменьшить.
Для обоснования выдвинутой гипотезы видоизменим формулу (2.32), введя в ее правую часть поправочный коэффициент п: T2=nFпRсрf (2.37) Данный коэффициент сомножитель может в равной степени относится как к параметру Fп , так и к параметру Rcp . Очевидно, как показано выше, что для уменьшения доминирующего влияния пары трения на величину коэффициента усиления должно быть п 1. Используя формулу (2.37), а также выражение (2.30), найдем для значение новой распорной силы: FD = FJZf л Z7X\n (2.38) \ + {z-\)Cf В соответствии с приведенной выше последовательностью расчета, находим, с учетом соотношения (2.28) и (2.38): Ъ = zFJLjл Х пС„г (2.39) ср l + (z-l)C/ Соответственно, используя соотношения (2.34) и (2.36) в равенстве (2.39), находим: п = KKJ\ F ,X}nr (2.40) \+{z-\)Cf Представив ранее найденное выражение в виде Гп = FпILJ Х) (2.41) \ + {z-\)Cf сравним его правую часть и правую часть соотношения (2.40). Очевидно, что при равных параметрах, входящих в соотношения (2.39) и (2.40), а также учитывая, что п 1, будет Тп Тп. Таким образом, уменьшив величину вращающего момента передаваемого парой трения и сохранив при этом величину коэффициента усиления, можно получить положительный эффект муфты. Указанный положительный результат объясняется меньшей величиной распорной силы, действующей в муфте. На это указывает сравнение правых частей соотношения (2.40) и (2.41).
Плавность хода муфт, оценивается коэффициентом точности, который равен: к УтахУ, ymax L V J J mm U (2.42) т1 Лпп( + 1-С/шіп)[і + (г-1)С/пих] " 7max -( /max" Я)[ +{Z ) / j т2 / ( -(О -ВДр+ -іХ ] n ( ) При одинаковых величинах параметров, в том числе коэффициента усиления, сводится к проверке справедливости равенства: что, с учетом правых частей соотношений (2.42) и (2.43), дает: z + 1- Cfmax z - (Cfmax - z)n _ \ zil-C/„ z-{Cf n-\)n . После некоторых преобразований составленного предполагаемого равенства приходим к следующему равенству: zC(n-V) = 0.
Очевидно, что при п \ (см. выше) последнее равенство не выполняется, а его левая часть отрицательна. Следовательно, принятое выше исходное условие не выполняется и кт1 кт2. Таким образом, при одинаковой величине коэффициента усиления муфта обладает плавностью хода.
Комплексная оценка эксплуатационных характеристик муфты производится при помощи специального показателя - коэффициента оценки, который вычисляется по формуле: К0=н.у. (2.44) где Тну - условный номинальный вращающий момент. Момент Тн.у вычисляется с учетом номинального вращающего момента исключая параметры, входящие в формулу для его вычисления и имеющие размерности. Исходя из сказанного и учитывая соотношения (2.42)-(2.43), после подстановки последних в формулу (2.44) найдем выражения для вычисления величин коэффициента К для сравниваемых вариантов муфт: Гоі = } гК (2 .45) /max(z + l-C/max)[l + (z-l)C/mm] /max [1 + (z - \)Cfmm ] [z - (Cfma - \)n] " Полагая, что K0l K02, тогда, с учетом соотношений (2.45) и (2.46), находим: 2z+(l-C/mmXl+«) 0 Последнее неравенство, при C = l/ymax (условие, использованное для получения этого неравенства) выполняется. 2.5.2 Закономерность изменения коэффициента усиления от коэффициента трения Считая переменной величину коэффициента усиления, приравняем друг другу правые части соотношений (2.45) и (2.46), заменив в первом из них параметр / на параметр fi - текущее значение коэффициента трения. В результате решения составленного уравнения получаем: С Z(fi -fmm)-(Z-l)Cmmfmmfi(Z + Zl) + Zlfi Zlfmm(l " Cmm/mm) (2.47) (z - \)fmmfi {z + zx)-zx{z- l)Cmm/mm ft (fi+l) + zj; Соотношение (2.47) устанавливает зависимость величины коэффициента усиления от текущего значения коэффициента трения, при котором распорная сила изменяется так, что обеспечивается постоянство суммы моментов сил трения.
Обоснование параметров систем вибрации крана на рабочем месте крановщиков
Измерения уровней вибрации в кабинах козловых кранов проводились в условиях их реальной эксплуатации измерения проводились анализатором шума и вибрации «ЭКОФИЗИКА» заводской ЭФ090095, класс точности 1, с использованием предварительного усилителя Р200 №101846 и аксенерометра
АР082М №9279 (рис.3.1). Экспериментальные исследования приводились при специальной оценке рабочих мест по условиям труда организацией Центр «Охрана труда и промышленная безопасность».
Данная организация имеет аттестат аккредитации на право проведения работ по специальной оценке условий труда, подтвержденного областью аккредитации. Таблица 3.1. Проведенные замерные испытания уровней вибрации во всех октавных интервалах
Измерения, которые проводились в интервале частот 8-63 Гц на полу кабины на подставке для ног крановщика и потолке кабины. Результаты измерений представлены в таблице 3.2 и 3.3.
Экспериментальные исследования вибраций потолка и пола рабочих мест крановщиков козловых кранов приведены в таблицах 3.2 и 3.3. Таблица 3.2. Проведенные замерные испытания вибраций на полу кабины
Следует отметить, что уровни вибраций в местах крепления кабины превышает уровни потолка не более, чем на 1,5 ДБ, что практически соответствует точности измерительной аппаратуры. Поскольку превышения условий вибрации зафиксированы в октавых со среднегеометрическими частотами 8,16 и 31,5 Гц, то данные по уровням вибрации в октаве со среднегеометрической частотой 63 не указывались. Величины превышения уровней вибрации над предельно-допустимыми величинами приведены в таблице 3.
Результаты измерений показали, что максимальные величины превышений уровней вибраций зафиксированы в октаве со среднегеометрической частотой 8 Гц, и достигает 12 ДБ. В октаве со среднегеометрической частотой 16 Гц максимальное превышение на 3 ДБ меньше и составляет 9 дБ.
В октаве со среднегеометрической частотой 31,5 Гц только для кранов грузоподъемностью 100 тонн и выше превышение уровней вибрации составляет 1-2 ДБ. Следует отметить тот факт, что уровни вибрации на потолке, т.е. в местах крепления кабины на 7-9 ДБ выше, чем на полу. Поэтому для снижения уровней вибраций на рабочем месте крановщика наиболее технически обоснованным способом является увеличение диссипативных характеристик потолка и пола кабины и достижение плавности перемещения подвижных органов кранов при помощи замены предохранительной муфты.
Для решения поставленных экспериментальных задач спроектирована согласно рекомендательным советам [58] и создана экспериментальная установка (принципиальная система экспериментальной установки показана на рис. 3.2).
Нагружающим устройством является один из электродвигателей. Ведомая полумуфта смонтирована беспрепятственно на валу нагружающего устройства и сообщается с ним через цилиндрическую винтовую пружину кручения 6 (рис. 3.2), правое зацепление произвело введение в отверстие диска, смонтированного на валу при помощи шпоночного крепления, левое зацепление – в отверстие полумуфты. На ступице ведомой части муфты смонтирован маховик 5 (рис. 3.2), задача которого выступать в роли инерционной массы. (На сварной раме создана механическая составляющая установки и в свою очередь состоит из двух электродвигателей 2 (Относительное расположение – соосно, ток – постоянный, возбуждение – независимое, мощность - 5,5кВт, частота вращения - 1500 мин-1). Электродвигатели расположены в опорах качения кронштейна, которые перемещаются по плите и могут быть зафиксированы в нужной для эксперимента позиции. Исследуемая муфта и полумуфты расположены на валах электродвигателей).
В эксперименте используются стальные и чугунные диски, имеющие шероховатость поверхностей трения RZ40...RZ10, а после приработки - RZ10...Rа2,5, как рекомендовано в [71-74]. В процессе исследования происходило изменение шероховатости в интервале указанных параметров шероховатости (равновесной шероховатости), что позволило следовать рекомендательным советам, приведенным в работе [81,82]. Контроль шероховатости осуществлялся на микроскопе МИС-11[69].
Кольцевые фрикционные накладки толщиной 4 мм из материала НСФ-9 монтировались при помощи клея к стальным дискам клеем БФ-2 с выдержкой в сушильной печи при температуре 160 оС+10 оС (период времени - 30 мин.), а из листовой технической резины марки 1-Н-І-ТМКЩ-Т-4 ГОСТ 7338-90 [76-79] производился монтаж клеем 88Н. Пары трения сначала проходили приработку с помощью трехкратного буксования при настроечном значении вращающего момента муфты (период времени - 0,5 мин., с последующим 10-минутным перерывом для охлаждения), до проявления равномерных по поверхностям трения следов износа. Определение величины вращающего момента
Настройка исследуемой муфты производилась на передачу номинального вращающего момента (при значении f -f n)- Величины коэффициентов трения покоя и скольжения при проведении экспериментов изменялись искусственно, нанесением на фрикционные поверхности мелкодисперсных веществ (мелкодисперсные вещества такие как: цемент, канифоль, тальк, которые приводятся в одинаковой пропорции), а также смазочного материала (масло марки И-8А [74]). Одинаковое распределение приведенных материалов по площади фрикционных поверхностей в конечном варианте приработночного процесса не приводило к ухудшению естественного характера трения [77, 78].
Каждое экспериментальное исследование повторялось в объеме измерений, определявшемся соответствующим расчетом. Расчет объема приводил к репрезентативности выборки. Каждая секция экспериментальных исследований включала в себя мониторинг температуры и влажности воздуха в лаборатории. Колебания температуры воздуха не превышали +2 оС, колебания относительной влажности воздуха +5 %. Экспериментальные записи процесса срабатывания приведены на рис.3.3 и рис.3.4.
Обработка полученных опытных погрешностей измерений
Значение силы Fп в данном случае переменное, поскольку расчеты проводятся для постоянного номинального вращающего момента муфты. Для вычисления текущих значений силы Fп преобразуем соотношение (4.32) следующим образом: Fп=Tн - .n/nJ (433) При построении графика примем Г =63 Нм. Вычисленные по соотношению (4.33) значения силы Fп, с учетом выражения (4.32), при изменении параметра z использованы в формуле (4.31). График упомянутой зависимости показан на рис. 4.3. Кривая, изображенная на рис. 4.3, показывает, что сила Fп12min возрастает при увеличении параметра z. Более значительное увеличение силы Fп12min наблюдается при z 10. Таким образом, для уменьшения первоначальной силы натяжения пружины 12 целесообразно уменьшать число пар трения ОФГ, компенсируя уменьшение z увеличением силы F п . Настройка многодисковой предохранительной муфты
При расчете, проектировании и эксплуатации предохранительных фрикционных муфт используется также способ настройки с учетом среднего коэффициента трения [83]. Данный способ основан на учете в формуле номинального вращающего момента коэффициента запаса рн, который должен обеспечивать надежную передачу номинального вращающего момента при всех значениях коэффициента трения, возможных в реальных условиях эксплуатации привода машины с предохранительной муфтой [84]. Формула для вычисления вращающего момента имеет следующий вид [85]: (4.34) Tп=FAср z + l-Cf l + (z-l)C/ где Z - общее число пар трения ОФГ; Fп - сила натяжения замыкающей пружины; Дср - средний радиус поверхностей трения фрикционных дисков ОФГ и ДФГ; / - коэффициент трения между парами фрикционных групп; С - коэффициента усиления обратной связи: C = срtga, г радиус окружности, на способов настройки а - угол давления тела качения (сечение А-А); г которой расположены тела качения 8. (4.35) средний коэффициент Согласно одному из применяемых предохранительных фрикционных муфт (по среднему коэффициенту трения) запишем: z + l Cfс ср 1 + ( -1)С настроечный вращающий момент; fср где Т трения. Выражение (4.35) получено на основе соотношения (4.34). Выражение (4.35) показывает, что, согласно рассматриваемому способу настройки, настроечный вращающий момент Тн завышен, по отношению к номинальному вращающему моменту, вычисляемому по соотношению: (4.36) нм=F п R ср f ср \ /ср l + (z-l)C/ср Выражения (4.34)-(4.36) записаны для варианта конструктивно-компоновочной схемы ОФГ, предусматривающей одну ведущую пару трения [75].
Далее нас будет интересовать возможность передачи исследуемой муфты номинального вращающего момента при уменьшении коэффициента трения ниже среднего значения. Это представляется весьма важным с точки зрения надежности работы в интервале значений коэффициента трения.
Обязательным условием надежной передачи номинальной нагрузки является отсутствие буксования муфты при минимальном коэффициенте трения. При настройке муфты согласно соотношению (4.35) минимальный вращающий момент муфты, с учетом коэффициента запаса, вычисляется по выражению: [ + {z [)Ljmin где /тш - минимальный коэффициент трения. При настройке муфты с переменным коэффициента усиления необходимо, чтобы минимальный вращающий момент муфты был равен ее номинальному моменту (с учетом запаса сцепления). Это объясняется тем, что данная муфта теоретически должна передавать постоянный вращающий момент при любом значении коэффициента трения [64]. Вместе с тем, при уменьшении коэффициента трения до минимального значения, муфта должна сохранять номинальный вращающий момент. На основании изложенного и приравнивая друг другу соотношения (4.35) и (4.37), получаем: F __F f -cj - f где Fпн - сила натяжения замыкающей пружины 14, соответствующая номинальному вращающему моменту (при /min); Cmin - минимальное значение коэффициента усиления; Сср - значение коэффициента усиления, соответствующее среднему коэффициенту трения.
Соотношение (4.38) показывают значение силы натяжения замыкающей пружины, при которой вращающий момент, соответствующий минимальному коэффициенту трения, равен вращающему моменту, соответствующему настроечному значению коэффициента трения (в данном случае /ср).
Данное условие должно обеспечивать надежную передачу номинальной нагрузки при уменьшении коэффициента трения до минимального значения.
Представление о соотношении величины сил Fпн и Fп можно получить только на основе известных значений Сшпи Сср. Для этого необходимо установить закономерность изменения величины коэффициента усиления.
Для способа настройки по среднему коэффициенту трения, учитывая эксплуатационные характеристики исследуемой муфты, должен сохраняться номинальный вращающий момент при всех значениях коэффициента трения. Воспользуемся соотношением (4.35) и следующим выражением: Т. = zRFRf z + l C f . (4.39) Приравнивая друг другу правые части соотношения (4.35) и выражения (4.37), получаем: с = (z + l)ft[l + (Z-l)C ]-fср(Z + l-C ) y:{(z-i)/ср(z + i-cср/ср)+y:[i + (z-i)cср/ср]} При замене параметра у. на параметр /ср в соотношении (4.40) получаем Ci = Сср. Это соответствует введенному понятию настроечного значения коэффициента усиления. Параметр коэффициента усиления, как показывает соотношение (4.34), влияет на номинальную нагрузочную способность, в том числе при рассматриваемом способе настройки. При заданном значении вращающего момента Тн (см. соотношение (4.34)) и принятых параметрах Fп, Rср, z и /ср задачей расчета и проектирования муфты является принятие необходимой величины коэффициента усиления.