Пути автоматизации траловых лебедок

В траловом промысле, как и во всех отраслях производства,, неуклонно внедряется автоматизация трудоемких процессов. Существующие способы лова не дают возможности полностью автоматизировать весь процесс спуска и подъема трала, а также вылив-ку улова. Однако техника промышленного рыболовства изыскивает пути и методы лова, при которых были бы максимально автоматизированы все промысловые операции.
Уже сейчас ясно наметились тенденции в конструировании промысловых механизмов, в частности траловых лебедок: максимально использовать средства автоматизации операций управления всеми рабочими органами, автоматизировать регулировку скорости выбирания и травления ваеров и ввести дистанционное управление механизмами. Особенно это заметно при рассмотрении варианта промыслового оборудования для отечественного проекта РТМ. На большинстве лебедок последней постройки предусмотрены предохранительные устройства, стравливающие ваера в случаях превышения их натяжения сверх .допустимого при задеве трала. Это может значительно снизить количество потерь трала при задеве. Однако существующие приспособления еще нуждаются в доработке.
В конструкцию траловой лебедки целесообразно ввести устройства, предохраняющие ее детали от поломки. Например, для кормового траления необходимо разработать приспособление, автоматически останавливающее двигатель лебедки при подходе бобинца клячевки к каретке ваероукладчика. Неоднократно наблюдались случаи повреждения каретки ваероукладчика от несвоевременной остановки лебедки. Еще окончательно не решен вопрос безопасной работы турачкой; может быть, целесообразно заменить ее барабаном или сократить операции, выполняемые ею.
В связи с освоением больших глубин траления остро встал вопрос о создании достаточно точных счетчиков длины вытравленных ваеров, так как имеющиеся на некоторых лебедках механические счетчики, работающие от барабанов, не дают необходимой точности и требуют обычного промера ваеров и постановки на них соответствующих марок. У большинства лебедок используется лишь половина канатоемкости барабанов из-за необходимости перематывать ваер с барабана на барабан при его промере. Отечественная промышленность уже создает опытные конструкции счетчиков, дающих точные показания.
Широкие возможности для автоматизации управления механизмами траловой лебедки открывает прицельное траление разноглубинным тралом с контролем положения трала соответствующими приборами. При этом более удобно вести регулировку длин ваеров с места управления судном. Нужен второй пост управления лебедкой на мостике, чтобы штурман, руководящий ловом, определял необходимую длину ваеров. Наметились тенденции совмещения поста управления основными промысловыми механизмами с постом управления судном. Для тралового промысла такие разработки имеются у отечественных проектирующих организаций, в ГДР, Польше и других странах. Давно назрел вопрос о вынесении поста управления   траловой лебедкой на траулерах с кормовым тралением в место наилучшего обзора всех рабочих мест промысловой палубы с сохранением второго поста управления непосредственно у лебедки. Это в меньшей степени относится к траулерам с бортовым тралением, где с поста управления лебедкой у стенки надстройки имеется хороший обзор всей промысловой палубы. Очень необходимы устройства для аварийной остановки траловой лебедки во всех местах промысловой палубы, где могут возникнуть опасные ситуации.
На конструкцию промысловых механизмов основное влияние оказывает принятый на флоте метод лова. Поэтому в ближайшем будущем с разработкой и появлением новых способов лова (например, непрерывное траление) можно ожидать и коренного изменения в конструкции промысловых механизмов, из которых основным является траловая лебедка.

Особенности различных типов приводов и определение мощности двигателя лебедки

В траловых лебедках используются паровой привод, привод от двигателя внутреннего сгорания, электропривод и гидропривод, каждый из которых имеет свои достоинства и недостатки.
Паровой привод от поршневой машины применяется на траловых лебедках паровых траулеров. Основными преимуществами парового привода являются:
высокая эксплуатационная надежность;
простота обслуживания и ремонта;
способность длительное время создавать на неподвижном валу крутящий момент, близкий к максимальному;
возможность регулирования мощности и скорости в широких пределах;
пожарная безопасность канализации энергии.
Наряду с этим паровой привод имеет следующие недостатки:
низкий коэффициент полезного действия;
необходимость прогревания и продувания перед пуском;
опасность выхода из строя при замерзании конденсата в трубопроводах и цилиндрах и связанный с этим непроизводительный расход пара  на обогрев привода и паропроводов.
Благодаря автоматическому регулированию силы тяги и скорости при качке корабля, мягкой характеристике, незатруднительному реверсу и малой чувствительности к перегрузкам паровой привод лебедок еще применяется на рыболовных судах. Из-за низкого к. п. д. силовой установки паровые траулеры теперь не строятся, а устанавливать на дизельных траулерах паровые лебедки нецелесообразно. Поэтому паровые траловые лебедки на новых судах не устанавливаются.
Привод траловых лебедок от двигателя внутреннего сгорания применяется, как правило, на малых судах, где для этой цели обычно используется главный двигатель. Сравнительно редко в качестве привода траловой лебедки устанавливается специальный вспомогательный двигатель внутреннего сгорания. Так как в период пуска двигателя внутреннего сгорания его механические параметры теряют устойчивость, двигатель пускают без нагрузки и лишь позднее включают привод лебедки. Передача от двигателя к лебедке состоит из реверсивного механизма и коробки скоростей, чаще всего имеющей две скорости.
Диапазон регулировки режимов работы у двигателя внутреннего сгорания ограничен, с одной стороны, минимальным числом оборотов его вала, обеспечивающим устойчивую работу, а с другой — малой способностью к перегрузкам. Кроме того, при долевых нагрузках частично теряется самое важное преимущество двигателя внутреннего сгорания — его экономичность. Поэтому применение двигателя внутреннего сгорания в качестве привода для траловых лебедок не имеет широких перспектив.
Целесообразность его применения на небольших судах вполне оправдывается простотой всей силовой установки (особенно при отказе от автономного привода для траловой лебедки) и тем, что обычно используемый для привода главный двигатель имеет большую мощность и поэтому легко преодолевает все перегрузки, возникающие   при   операциях подъема и спуска трала.
В настоящее время наиболее распространен электрический привод траловых лебедок, имеющий значительные технико-экономические преимущества.
Основные преимущества электрического привода:
высокий коэффициент полезного действия;
простота и удобство канализации энергии; постоянная готовность к действию;
возможность пуска под нагрузкой;
удобство регулирования и реверсирования;
большие возможности применения дистанционного и автоматического управления. Недостатки электропривода:
пожаро- и взрывоопасность привода, аппаратуры управления и канализации энергии;
меньшая (по сравнению с паровым двигателем) эксплуатационная надежность в судовых условиях;
сложность ремонта и обслуживания, требующая высокой квалификации персонала;
влияние, электропривода на работу  судовой радиостанции, магнитного компаса и электрокоррозия корпуса судна при утечках тока.
Обычно для привода траловых лебедок применяются электродвигатели постоянного тока со смешанным возбуждением, так как они имеют «мягкую»   характеристику и обладают способностью автоматически уменьшать скорость выбирания ваеров с увеличением нагрузки и увеличивать ее с уменьшением нагрузки. «Жесткостью» характеристики называется   отношение приращения вращающего момента к приращению числа оборотов. Чем это приращение больше, тем характеристика считается «жестче», чем приращение меньше — тем «мягче» характеристика.
Наиболее распространенным типом электропривода траловой лебедки является система генератор—двигатель, имеющая следующие преимущества:
возможность достаточно плавного регулирования скорости выбирания и травления ваеров в весьма широких пределах (до 1 к 30);
высокая экономичность и надежность в эксплуатации; плавный пуск без резких изменений силы пускового тока; если генератор имеет противокомпаундную обмотку, исполнительный двигатель при внезапной перегрузке может останавливаться, развивая максимальный момент, а после снятия нагрузки — автоматически разгоняться до прежней скорости.
Недостатком системы генератор—двигатель является ее громоздкость и высокая стоимость (3 или 4 машины вместо одного двигателя).
Привод траловых лебедок от гидравлических двигателей применяется у нас сравнительно редко, но все больше привлекает внимание специалистов рыбной промышленности.
Явная тенденция ко все более широкому распространению гидропривода для траловых лебедок объясняется рядом его преимуществ:
1. Гидравлические приводы обладают меньшими габаритами и весом на единицу мощности, чем любые другие приводы. Как следствие, гидравлические приводы вращательного действия обладают весьма малыми моментами инерции вращающихся частей (примерно в 10 раз меньшими, чем электродвигатели той же мощности) .
2. Гидравлическая передача позволяет осуществлять бесступенчатое регулирование скорости привода в весьма широком диапазоне.
Диапазон регулирования скорости вращения вала гидромотора может доходить до 1 к 1000 с плавным переходом от одного режима работы к другому.
3. Гидропередача обладает высокой устойчивостью движения на малых скоростях и дает возможность длительное время создавать максимальное усилие при нулевой скорости рабочего органа.
4. Рабочей жидкостью гидропередачи обычно является минеральное масло, что обеспечивает ее самосмазывание. Это облегчает ее обслуживание и удлиняет срок службы.
Недостатки гидропередачи:
1. Утечки жидкости снижают к. п. д. установки, ограничивают диапазон регулирования скорости и могут потребовать некоторого усложнения установки.
2. Гидропередача требует соответствующих мер (утепления или охлаждения) для поддержания необходимой температуры жидкости или подбора специальной жидкости для данных температурных условий.
3. Гидропривод сравнительно дорого стоит вследствие технологической сложности изготовления гидравлических устройств и повышенных требований к качеству обработки деталей и материалам.
Так как паровые траловые лебедки на новых судах не устанавливаются, ниже рассматривается определение мощности двигателей только электрических и гидравлических лебедок.
Мощность двигателя электрической траловой лебедки определяется обычным методом, принятым при расчете грузоподъемных механизмов.

где Рсум —максимальное суммарное усилие на ваерах, положенное в основу расчета лебедки, кГ; Uв — средняя скорость выбирания ваеров, м/мин; n л — общий к.п. д. механизма лебедки.
По каталогу электродвигателей подбирают двигатель ближайшей большей мощности Nд и, зная его номинальное число оборотов nд , определяют номинальный момент, развиваемый двигателем, равный:

Максимальный момент Ммакс, развиваемый двигателем в период пуска, берется из каталога или определяется по выражению:

где Кn — коэффициент перегрузки двигателя, определяемый по данным каталога.
Для выбирания ваеров с постоянной скоростью необходимо создать на валу электродвигателя некоторый статический момент Мст .
В период пуска электродвигатель должен преодолеть дополнительный момент сопротивления (динамический момент Мд ) для преодоления сил инерции системы ваер-трал и всех вращающихся частей механизма.
Полный момент сопротивления на валу электродвигателя в период пуска равен:
Мс = Мст + Мд.
Выбранный двигатель пригоден при условии, что максимальный момент, развиваемый им, будет больше момента сопротивления, возникающего в период пуска, или, по крайней мере, равен ему:
Ммакс больше или равно Мс .
Статический момент от натяжения ваеров, приведенный к валу двигателя, равен:

где Dcp— средний диаметр навивки ваера на барабане, м; i — общее передаточное число   редуктора при   выбирании,   равное nл/nб (nб — число оборотов ваерного барабана).
Динамический момент, необходимый для преодоления сил инерции вращающихся частей механизма Мдвр и сил инерции системы ваер-трал Мдтр   в период пуска, равен:

Мд = Мдвр + Мдтр.
Динамический момент вращающихся частей механизма при увеличении числа оборотов от 0 до n об/мин за время t сек, если принять движение равноускоренным, определяется
выражением:

Сумму моментов инерции ( E1 ) ротора двигателя, муфты, частей редуктора и барабана обычно заменяют выражением:

где K=l,3 /1,5 — коэффициент, компенсирующий инерцию подвижных масс, следующих за ротором; GD2 — маховой момент ротора электродвигателя (по каталогу).
Подставляя в выражение для Мдвр значение

и q = 9,81 м/сек2, получим

Динамический момент инерции поступательно движущихся масс системы ваер—трал в период неустановившегося движения можно приближенно определить на основании уравнения импульса силы:

Динамический момент инерции поступательно движущихся масс системы ваер—трал, приведенный к валу двигателя, равен:

Если вместо Re подставить следующее выражение:

то окончательно

Следовательно, общий динамический момент равен:

Как видно из этого выражения, динамический момент Мд обратно пропорционален времени разгона t сек:

Время разгона обычно принимается в пределах 2—5 сек. С увеличением времени разгона уменьшается динамический момент и, следовательно, уменьшается момент сопротивления на валу двигателя.
Однако максимальное время разгона ограничено (оно должно быть меньше 6 сек), так как при затягивании пускового периода происходит недопустимый перегрев двигателя.
Если при выбранном времени разгона t сек окажется, что Мс меньше Ммакс, то фактическое время разгона будет меньше расчетного.
При запасе максимального момента двигателя последний разгонит механизм быстрее, и фактический динамический момент Мдф увеличится, а следовательно, увеличится и полный момент сопротивления до величины

Пусть при времени разгона t сек

Мс = Мст + Мд меньше Ммакс
Тогда фактический динамический момент

Мдф = Ммакс - Мст
На основании формулы

откуда фактическое время разгона равно:

Максимальный момент на валу электродвигателя с учетом допуска — 10% (по ГОСТу 183—55) и падения напряжения — 6% {по правилам Регистра СССР) должен быть

Тип электродвигателя подбирается обычным порядком по значениям номинальной мощности, номинального числа оборотов и максимального момента М на валу.
У гидравлических лебедок выбор гидромотора производится по величине максимального момента на валу и номинального числа оборотов в минуту.
В отечественной практике для траловых лебедок рекомендуются аксиально-поршневые гидромоторы типа 2М, техническая характеристика которых приведена в таблице 15.

Номинальное давление этих двигателей — 100 кГ/см2; допустимое кратковременное давление — 160 кГ/см2. Если момент на моторном валу редуктора лебедки превышает момент на валу одного гидромотора, ставят два гидромотора, выходные валы которых соединяют с обоими концами моторного вала редуктора лебедки.
В качестве насосов для гидропривода рекомендуется применять аксиально-поршневые насосы типа ПД № 5—50, предназначенные для работы в системах дистанционного управления и снабженные устройствами гидроавтоматики, которые регулируют подачу жидкости маломощными управляющими сигналами. Возможно также управление подачей жидкости от насосов вручную. Техническая характеристика насосов типа ПД приведена в таблице 16.

Номинальное давление насосов — 100 кГ/см2; допустимое кратковременное давление — 160 кГ/см2. Насосные агрегаты могут состоять из нескольких насосов с индивидуальным электроприводом, валики управления которых сблокированы. Например, распространены сдвоенные насосные агрегаты.
При расчетах мощности электродвигателей для насосов гидропривода можно принимать следующие значения коэффициентов полезного действия:
механический к. п. д. гидромотора типа ИМ                         0,93
механический к. п. д. цасоса типа ПД                                    0,93
объемный к. п. д. насоса типа ИД                                           0,98
объемный к. п. д. трубопровода                                              0,95
объемный к. п. д. гидромотора типа ИМ                               0,98
Выбор мощности и типа электродвигателя можно производить s следующем порядке. По номеру и количеству гидромоторов подбирается номер и количество насосов. Затем определяется момент на валу электродвигателя (или электродвигателей, если насосов несколько) при выбирании ваера на средних витках навивки с наибольшим суммарным усилием Рсум на ваерах.

Для гидромотора типа 2М и насоса типа 2Д механический к. п. д. гидропривода равен:
                                                    nmr = 0,93 * 0,93 = 0,865.
Момент на валу электродвигателя проверяется также для других режимов работы лебедки.
Предварительный выбор электродвигателя производится следующим образом. Прежде всего определяется необходимый максимальный момент М электродвигателя из условий недопустимости «опрокидывания» электродвигателя при срабатывании предохранительного клапана гидросистемы.
Если максимальный момент на валу гидромотора по его технической характеристике равен Мгд кГсм, то момент на валу электродвигателя при этом равен:

Максимальный момент на валу электродвигателя с учетом допуска — 10 % (по ГОСТу 183—55) и падения напряжения — 6 % (по правилам Регистра СССР) должен быть

Число оборотов электродвигателя, необходимое для вращения ротора насоса, определяется по технической характеристике насоса. В соответствии с потребным максимальным моментом и числом оборотов ориентировочно выбирают электродвигатель, правильность выбора которого определяют следующим образом.
Прежде всего нужно убедиться, что выбранный электродвигатель обеспечит принятую среднюю скорость выбирания ваера. Зная момент на электродвигателе при выбирании ваеров на средних витках навивки с максимальным расчетным суммарным усилием на ваерах, по характеристике электродвигателя M = F (n) находят его число оборотов nв .
Действительная скорость выбирания ваера на средних витках при выбранном электродвигателе будет равна:

В этом выражении  n общ— общий объемный к. п. д. гидросистемы, равный:
                                                no общ = n он* n от * n огд
где n он — объемный к. п. д. насоса;
n от — объемный к. п. д. трубопровода;
n огд — объемный к. п. д. гидромотора.
Для рассматриваемого типа гидропривода значение общего объемного к. п. д. гидросистемы равно:
                                           nо общ = 0,98 * 0,95 * 0,98 = 0,912.
Иногда определяют скорость выбирания ваера, время выбирания ваера при различных слоях навивки и суммарное время выбирания ваера, считая обороты электродвигателя постоянными в пределах допустимого изменения момента. То же определяют и для других режимов работы лебедки — травления ваеров и пр.
Обычно при гидроприводе проверка электродвигателей по пусковому моменту не производится, так как пуск электродвигателей осуществляется без нагрузки при нулевом эксцентриситете насосов. Необходимая скорость выбирания и травления ваеров и других канатов устанавливается путем изменения производительности насосов гидросистемы. Если наибольший момент нагрузки на валу электродвигателя при ваерных операциях не превышает номинальный момент электродвигателя, проверку электродвигателя на нагрев можно не производить. При этом необходимо убедиться в том, что нагрузки при грузовых операциях или других кратковременных режимах работы лебедки существенно не превышают номинальный момент на электродвигателе.

Особенности расчета редукторов траловых лебедок

Общее передаточное,число редуктора траловой лебедки определяется так же, как у обычного грузоподъемного механизма. Если принята средняя скорость выбирания ваера Vв м/мин, то число оборотов в минуту ваерного барабана, вращающегося вместе с ваерным валом, равно:

где Dcp — средний диаметр навивки ваера на барабан, м.
Если номинальное число оборотов вала двигателя лебедки в минуту равно n, то общее передаточное число редуктора равно:

Выбор кинематической схемы редуктора лебедки прежде всего зависит от его передаточного числа и чисел оборотов валов лебедки в минуту при номинальном режиме. На рис. 120 приведены характерные схемы редукторов траловых лебедок.

У паровых лебедок с небольшими передаточными числами редукторов и небольшими числами оборотов обычно применяются открытые зубчатые передачи с шевронными шестернями. Передачи к вспомогательному валу иногда осуществляются прямозубыми шестернями. Большинство паровых лебедок последних выпусков имеет односкоростные передачи на ваерный и вспомогательный валы. Лишь у лебедки «Робертсон-Валмет» сделана трехскоростная передача на ваерный вал. Паровые лебедки польской постройки первых выпусков имели двухскоростную передачу на вспомогательный вал.
Применение открытых передач объясняется малым числом оборотов валов лебедки. Например, приводные машинные валы вращаются с числом оборотов 100—200, вспомогательные валы — с числом оборотов 55—80 и ваерные валы — с числом оборотов 20—25 в минуту. Такие тихоходные передачи удовлетворительно работают с периодически наносимой на зубья шестерен консистентной смазкой. Нужно лишь предохранить их кожухами от попадания посторонних предметов. Такое, самое простое, конструктивное решение и применено в большинстве паровых траловых лебедок
При передаточных числах порядка 5—6 от ваерного вала к приводному машинному валу применяется одноступенчатая передача (например, у лебедки WT3-3), при больших передаточных числах порядка 8—9 применяется двухступенчатая передача (например, у лебедки ЛТП-10). Вспомогательный вал обычно работает через одноступенчатую передачу от машинного вала, так как передаточное число этой передачи обычно находится в пределах 1,5—3,0. У большинства лебедок передача к вспомогательному валу осуществляется цилиндрическими шестернями, лишь у лебедок заводов «Робертсон» и «Бартон» в этой передаче поставлены коническая и червячная пары. У всех паровых лебедок применяются подшипники скольжения, а у отечественной лебедки ЛТП-10 — подшипники качения.
У электрических траловых лебедок применяются редукторы разных конструкций. Если в качестве двигателей траловых» лебедок применяют электромоторы с номинальным числом оборотов 500—550 в минуту, то обычно в этих случаях используют червячные редукторы, так как их общее передаточное число равно 18—19. Такая конструкция редуктора особенно удобна для одновальных лебедок или для лебедок с ваерным валом и короткими валами дополнительных барабанов. Например, в лебедке БМРТ польской постройки типа WT-12, имеющей электродвигатель с номинальным числом оборотов 500 в минуту, используется редуктор с передаточным числом 18,5, состоящий из двухзаходного червяка и шестерни с 37-ю зубьями. Лебедка БМРТ типа «Пушкин» с приводом от электродвигателя с номинальным числом оборотов 550 в минуту имеет червячный редуктор с передаточным числом 18,33, состоящий из трехзаходного червяка и червячного колеса с 55-ю зубьями.
У лебедок с червячными редукторами вал шестерни (ваерный) лежит в подшипниках скольжения,, а вал червяка — в подшипниках качения. Червячные редукторы отличаются бесшумной работой, плавностью хода и применением больших передаточных чисел в одной ступени и, как следствие этого, имеют небольшие габариты. Основным их недостатком является низкий к. п. д. и сравнительно большой износ трущихся поверхностей червячной пары. Особенное внимание у этих редукторов уделено смазке, и у лебедок новых выпусков применена принудительная смазка червячного зацепления.
Червячно-цилиндрические редукторы применяют при желании сократить число ступеней редуктора либо для передачи вращения на ваерный и вспомогательный валы. Например, в механизме отечественной траловой лебедки ЛЭТр-3 установлен червячно-цилиндрический редуктор с общим передаточным числом 34,72. Его первая ступень — червячная пара с трехзаходным червяком и шестерней с 48-ю зубьями, имеющая передаточное число 16, а вторая ступень — пара косозубых шестерен с числами зубьев 99 и 41, имеющая передаточное число 2,17. Кроме того, от ваерного вала вращение передается вспомогательному валу через пару косозубых шестерен по 70 зубьев каждая. Таким образом, при номинальном числе оборотов электродвигателя 950 в минуту ваерный и вспомогательный валы вращаются с числом оборотов 27,4 в минуту. Главным достоинством этого редуктора является его компактность и способность дать большое передаточное число в одной ступени.
На БМРТ польской постройки первых выпусков применялись лебедки WT-9 с червячными парами, передающими вращение от электродвигателя ваерному валу с передаточным числом 18,5. От ваерного  вала  вращение передается  колесом  с  98-ю зубьями на шестерню вспомогательного вала, имеющую 40 зубьев. Значит, при номинальном числе оборотов электродвигателя, равном 500 в минуту, ваерный вал лебедки делает 27 оборотов, а вспомогательный — 66,15 оборота в минуту. Преимущество таких редукторов — сравнительная компактность и простота, а недостаток — низкий к. п. д. и большой износ червячной пары.
У большинства электрических лебедок последнего выпуска коническо-цилиндрические редукторы, которые, несмотря на сравнительно большое число ступеней и, как следствие этого, относительную сложность конструкции, имеют высокий к. п. д. и сравнительно небольшой износ трущихся частей. Примером коническо-цилиндрического редуктора может быть редуктор отечественной лебедки ЛЭТр 2—1. Моторная косозубая пара шестерен с числами зубьев 14 и 45, вторая ступень — коническая пара с числами зубьев 22 и 33, третья ступень — косозубые шестерни с числами зубьев 15 и 43 и четвертая ступень — прямозубая пара с числами зубьев 18 и 61 передают вращение ваерному валу. Общее передаточное число редуктора 46,84 при числе оборотов вала электродвигателя 1140 в минуту дает 24,4 оборота в минуту ваерного вала. От ваерного вала коротким валам дополнительных барабанов вращение передается парами шестерен, закрытыми легкими кожухами.
Вторым примером такого же редуктора может служить редуктор СРТ-Р типа «Океан». У этих редукторов передача на ваерный вал от моторного трехступенчатая. Первая ступень — коническая пара с числом круговых зубьев 16 и 19, вторая ступень — косозубая пара с числом зубьев 19 и 76 и третья ступень — такая же пара шестерен с числами зубьев 19 и 66. К вспомогательному валу вращение от ваерного вала передается колесом с 61-м зубом через паразитную шестерню с 47-ю зубьями к шестерне вспомогательного вала с 50-ю зубьями. Общее передаточное число редуктора от моторного к ваерному валу составляет 16,5, а к вспомогательному валу — 13,5. Это обеспечивает, при числе оборотов вала электродвигателя 970 в минуту, числа оборотов ваерного вала 58,8 и вспомогательного вала — 71,8- в минуту. У этих редукторов, как правило, моторный и промежуточные валы уложены в подшипники качения, а ваерный вал — в подшипники скольжения.
Стремление увеличить эффективность электродинамического торможения электродвигателем, работающим в режиме генератора при травлении ваеров, привело к созданию двухскоростных редукторов. Примером такого редуктора может служить редуктор отечественной лебедки ЛЭТр 2—3 с двухскоростной первой ступенью из косозубых шестерен с 20-ю и 74-мя зубьями для выбирания ваеров и 30-ю и 64-мя зубьями для травления. Вторая ступень редуктора — коническая пара с числом зубьев 25 и 26 и третья ступень — пара косозубых шестерен с 11-ю и 59-ю зубьями. Общее передаточное число редуктора при выбирании ваера равно 49,58, а при травлении — 28,58. Это обеспечивает число оборотов ваерного вала 20,2 в минуту при числе оборотов вала электродвигателя 1000 в минуту. При травлении ваеров со скоростью 120 метров в минуту число оборотов ваерного вала составляет 45,4 в минуту, а число оборотов вала электродвигателя — около 1300 в минуту. Для уменьшения габаритов редуктора все его передачи выполнены с зубьями Новикова.
Подсчет общего к. п. д. механизма производится обычным порядком. При его определении можно пользоваться следующими значениями частных к. п. д. отдельных узлов лебедки, принятыми в отечественной практике конструирования траловых лебедок:
к. п. д. барабана с учетом жесткости каната                                        0,96
то же, подшипника скольжения                                                            0,97
подшипника качения                                                                              0,99
к. п. д. конического зацепления                                                            0,96
то же, цилиндрического прямозубого зацепления                              0,96
»    косозубого цилиндрического зацепления                                      0,97
»    конического зацепления с косыми или круговыми зубьями        0,97
»    шевронного зубчатого зацепления                                                 0,97
»    винтового ваероукладчика                                                              0,94/0,96
К. п. д. червячной пары определяется обычным методом, принятым в машиностроении.
Расчет зубчатых и червячных передач и других узлов редуктора производится обычным методом, принятым для расчетов грузоподъемных механизмов.

Особенности расчета валов лебедки и их подшипников

Валы лебедок изготовляют из углеродистых сталей марок 35, 40, 45 и 5 или из конструкционных легированных сталей марок 12ХНЗ, 40Х, 40ХН и др. В ряде случаев применяют термообработку или термохимическую обработку. Для расчета валов на изгиб и кручение вычисляют изгибающие и крутящие моменты в опасных сечениях. При действии нагрузок в разных плоскостях их обычно раскладывают по двум взаимно перпендикулярным плоскостям. Затем определяют реакции опор и строят эпюры изгибающих и крутящих моментов, вызываемых силами, полученными после разложения нагрузок. Для определения результирующего момента изгибающие моменты Мх и Му во взаимно перпендикулярных плоскостях складывают геометрически, графически или по формуле:

Например, ваерный вал лебедки рассчитывается при следующих режимах работы: при выбирании барабанами ваеров с максимальным расчетным тяговым усилием; при выбирании каната турачкой с максимальным расчетным усилием и при предельном натяжении ваеров, при котором срабатывает растормаживающее устройство.
При максимальном натяжении ваера на вал действуют:
а) в вертикальной плоскости — вес вала и вес барабана с ваером;
б) в горизонтальной плоскости — тяговое усилие ваера и крутящий момент, вызванный этим усилием.
Расчет производится для наиболее неблагоприятного положения ваера у реборды барабана. Вес вала и вес барабана принимаются приложенными посредине пролета между опорами.
Рассчитывая вал на работу турачкой и предельное натяжение ваеров при заторможенных барабанах, исходят из того, что на него действуют:
а) в вертикальной плоскости — вес вала; вес барабана с ваером; составляющая равнодействующей от натяжения ветвей ленточного тормоза;
б) в горизонтальной плоскости — тяговое усилие ваера при растормаживании; тяговое усилие на турачке; составляющая равнодействующей от натяжения ветвей ленточного тормоза и крутящий момент.
Перемещение усилия натяжения ваера вдоль барабана при растормаживании вызывает изменение реакций опор, и прочностной расчет вала производят для двух крайних положений ваера при заторможенных барабанах. Обычно вал будет более нагруженным при крайнем положении ваера у реборды, к которой прикреплен тормозной барабан.
Сконструированный вал, кроме проверки на статическую прочность, подвергается проверке на усталостную прочность. Последняя заключается в определении действительных запасов прочности в местах перехода от одного сечения к другому, в местах посадки деталей с натягом, на участках со шпоночными канавками и т. п. Этот расчет производится в обычном для грузоподъемных механизмов порядке. Рассчитывая неразрезные многоопорные валы на прочность при статической нагрузке, пользуются системой уравнений трех моментов.
Подшипники скольжения обычно изготавливаются из бронзы ОФ10—1 и рассчитываются по максимальному удельному давлению, а подшипники качения — по коэффициенту работоспособности, методами, принятыми в машиностроении.

Расчет кулачковых муфт

Расчет кулачковых муфт заключается в проверке вызываемых вращающим моментом удельного давления на рабочих поверхностях кулачков и изгиба этих кулачков. Кроме того, производится проверка прочности шестигранников, на которых сидят кулачковые муфты (иногда муфты сидят на четырехгранниках). Обычно при расчетах принимается основное эксплуатационное условие — включение муфт на ходу производиться не будет.
Удельное давление на кулачки определяется по формуле:

где Р    — фактическое расчетное давление на поверхность кулачков, кГ/см2;
Мкр— крутящий момент на валу, кГсм;
Rep — расстояние средней линии кулачка от оси вращения, см;
b    — ширина кулачка, см;
h    — высота кулачка, см;
Zi   — расчетное число кулачков;
[Р] — допускаемое давление, которое для стальных закаленных кулачков, не включаемых на ходу, находится в пределах 800—1200 кГ/см2.
Расчетное число кулачков Z1 принимается равным 60/66% от фактического числа кулачков Z. Например, при трех кулачках расчетное число кулачков 2, при пяти кулачках Z1 = 3 и при шести — Z1 = 4. Этим учитывается неравномерный износ рабочей поверхности кулачков.
Напряжение изгиба кулачка равно

Проверка прочности шестигранников кулачковых муфт производится следующим образом. При передаче крутящего момента половина каждой грани шестигранника работает на смятие и срез (см. рис. 117, В). Расчет производится по средним значениям окружного и нормального усилий, приложенных посредине половины грани.
Расчетное число граней Z = 2.
Если размеры грани (рис. 117, В) характеризуются величинами: Rcp — средним радиусом в см; b — шириной грани в см; l — длиной грани в см и h — шириной участка, работающего на срез, в см, то напряжения рассчитываются следующим образом.
Среднее окружное усилие равно

Среднее нормальное усилие равно

Напряжение среза равно

Напряжение смятия равно

Прочность четырехгранников рассчитывается по такому же принципу.

РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ ТРАЛОВЫХ ЛЕБЕДОК

Рассмотрим такие вопросы, как определение основных размеров и расчет на прочность характерных деталей траловых лебедок. Так как устройство и условия работы этих лебедок во многом сходны с устройством и работой обычных грузоподъемных механизмов, получивших подробное освещение в отечественной технической литературе, здесь выясняются только вопросы, связанные с особенностями конструкции траловых лебедок.
                                             1. Расчет ваерных барабанов
А. Определение основных размеров ваерных барабанов.
Диаметр барабана выбирается в зависимости от номинального диаметра ваера.

где d — диаметр ваера.
У построенных траловых лебедок диаметр барабана составляет от 13,6 до 23,6 диаметра ваера.
При конструировании траловых лебедок лучше выбирать диаметр барабана по верхнему значению, так как практика проектирования подъемно-транспортных машин выработала нормы для наименьших допускаемых диаметров барабана или блока, огибаемого канатом.

где е — для грузоподъемных машин всех типов с машинным приводом и легким режимом работы не менее 20. Промысловые механизмы в силу сравнительно небольшого числа рабочих часов в году можно отнести к подъемно-транспортным механизмам с легким режимом работы.
Часто отношение диаметра барабана к диаметру ваера принимается менее 19, так как рабочая длина ваера обычно равна 80 % рабочей канатоемкости барабана и на нем всегда находится не менее 20 % ваера, то есть от трех до шести слоев навивки. Поэтому у работающей части ваера отношение среднего диаметра витка к диаметру каната не бывает меньше 20. Нужно заметить, что у траловых лебедок рабочая канатоемкость барабана принята равной 50% полной канатоемкости из-за необходимости перемотки ваера с одного барабана лебедки на другой для промера вае-ров. Лишь лебедки судов, у которых предусмотрена специальная ваерная вьюшка для промера ваеров, могут иметь рабочую канатоемкость барабанов, равную 80—90 % их полной канатоемкости.
Все-таки для увеличения срока работы ваеров не рекомендуется диаметр барабана принимать менее 20 диаметров ваера, особенно у лебедок с большим тяговым усилием.
Длина барабана может быть выбрана по отношению между длиной L6 и диаметром D6 барабана. У построенных лебедок это соотношение находится в пределах 2,7 /3,2 , поэтому

У некоторых лебедок отношение L6 : D6 колеблется от 1,5 до 5,5.
Иногда длину барабана определяют по количеству витков каната , уложенных вдоль барабана. Шаг навивки t принимают равным наибольшему диаметру каната по ГОСТу, учитывая допуск на увеличение диаметра, равный 6%, и прибавляют 0,2 /0,4 мм на неплотность навивки. Таким образом, шаг навивки t равен

а длина барабана принимается обычно в пределах

У построенных лебедок на длине барабана укладывается от 26 до 75 витков ваера.
Диаметр реборд Dp барабана часто определяется из конструктивных соотношений Dp /Do, которое у большинства построенных лебедок находится в пределах от 2,5 до 3,7, поэтому Dp можно определить ориентировочно по выражению:

Окончательно диаметр реборды устанавливается после определения числа слоев навивки.
Основные размеры вспомогательных барабанов траловых лебедок выбирают по следующим соображениям. У большинства лебедок диаметр вспомогательного барабана D6в определяется из тех же соотношений, что и диаметр ваерного барабана. Отношение длины L6в вспомогательного барабана к его диаметру D6в часто принимают равным 0,8, а отношение диаметра реборды Dpв к диаметру барабана D6в принимают равным 1,9/2,0.
У лебедки РТМ «Тропик», где канаты на вспомогательных барабанах работают в более тяжелых условиях, чем ваера (их диаметр меньше, а расчетная нагрузка в два раза больше), отношение диаметра вспомогательного барабана к диаметру каната равно 34,5, отношение длины вспомогательного барабана к его диаметру — 1,45, а отношение диаметра реборд к диаметру барабана — 1,45. 4
                      Б. Расчет многослойной навивки ваера на барабан.
Если приняты диаметр барабана D6, длина барабана L6 и шаг навивки t, то количество витков х на длине барабана равно:

Расчет многослойной навивки ваера можно вести двумя методами.
Наиболее распространен метод расчета навивки, при котором все витки, уложенные на барабан, предполагаются образующими круговые цилиндры, а длину каждого витка принимают равной п*Dpacч.
Если обозначить отношение диаметра барабана D6 к диаметру ваера d через с, то есть

то диаметры витков для рядов навивки ваера на ваерный барабан будут равны:

Диаметр витка для k ряда, очевидно, будет равен:

Общая длина ваера определяется равенством

Подставляем значения D1, D2, D3 и т. д.

Или окончательно длина каната равна

Представим это выражение в виде квадратного уравнения

откуда

Если число рядов k получилось дробным, то число витков неполного ряда определяется равенством

где у — коэффициент полноты ряда — дробь, на которую   полученное число больше целого числа; х — принятое число витков в ряду.
Обычно расчет канатоемкости барабана сводят в таблицу, имеющую следующую форму:

Этот способ приближенный и дает несколько завышенную канатоемкость барабана.
Исследование навивки ваера, проведенное Б. А. Семенцовым, показало, что поперечное сечение барабана с навитым на него в один слой ваером представляет собой круговой цилиндр, а барабан с последующими навитыми слоями в сечении имеет контур, приближающийся к эллипсу. Для каждого нового слоя ваера диаметральные оси увеличиваются следующим образом: одна ось увеличивается на 2 d, а другая — на 1,73 d (если шаг навивки каната t равен диаметру каната d).
Если шаг навивки больше диаметра каната, вторая ось эллипса увеличивается на еще меньшую величину.
Значения большой и малой полуосей для k ряда можно определить из выражений:

где D1 = D6 +d;
D6 — диаметр барабана;
d — диаметр ваера;
n  = к—1;
к — число слоев ваера на барабане.
Длина обвода эллипса для этого ряда с достаточной точностью определяется по выражению:

Таким образом, значения длины витков по слоям равны

Для любого ряда длина витка определяется по выражению

Суммируя длины витков в различных рядах, получим

Длина всего ваера на барабане составит

где х — число витков в одном слое. Отсюда

Формула числа слоев, полученная из выражения для эллиптической формы витков, может быть упрощена

так как слагаемое 0,036 сообщает ей весьма малое уточнение.
Для больших значений L эта формула вносит ощутимую поправку к упрощенной формуле, составленной для круговых контуров витков.
Например, при L = 3000 м, d = 26 мм, х = 52 и с = 16,38 по формуле для круговых витков барабан имеет 19,95 слоя, а по формуле с учетом эллиптичности витков — 20,16 слоя, что дает разницу в 0,21 слоя или 10,9 витка (2,6 витка 19-го слоя и 8,3 витка 20-го слоя) общей длиной 46 м. Из этого следует, что, если ограничиться числом слоев, равным 19,95, будет недовыбрано 46 м ваера, или 1,54 % от общей длины ваера.
Относительная величина погрешности оказывается небольшой, но ее абсолютная величина может сыграть немалую роль в операциях траления, при которых возникает необходимость в достаточно точной оценке длины ваера.
Канатоемкость барабана и при этом способе рассчитывается в табличной форме, таким же порядком, как это. указывалось выше.
                                              В. Выбор размеров барабана.
У современных траловых лебедок ваерные барабаны отливают из стали 25Л с пределом текучести ат =2400 кГ/см2 с ребордами из той же стали, приварными, на болтах или на заклепках. Наиболее часто применяют приварные реборды. Толщина стенок б барабана обычно выбирается в зависимости от его диаметра по конструктивным соотношениям.
В отечественной практике толщина стенок барабана выбирается в следующих пределах:

Толщина реборд принимается обычно в пределах 0,5/0,75 толщины стенок барабана, а наружный диаметр реборд на 2/4 диаметра ваера больше, чем диаметр барабана с полностью навитым ваером.
Тонкие реборды обязательно должны быть подкреплены ребрами жесткости или иметь приварные кольца жесткости вблизи наружных кромок.
Ваерные барабаны в процессе работы подвергаются изгибу, кручению и сжатию. У барабанов, имеющих отношение длины к диаметру более 2,5 (к таким относятся и ваерные барабаны), требуется проверка напряжений от изгиба и кручения.

Изгибающий момент по середине барабана равен (см. рис. 117, А)

где Тв — максимальная нагрузка на ваера в кГ, которая берется равной усилию при автоматическом растормаживании барабанов в случае задева трала, а при отсутствии растормаживающих устройств — равной разрывному усилию наиболее слабого звена оснастки трала. Иногда этот показатель определяется разрывным усилием ваера; L6 — длина ваерного барабана, см.
Крутящий момент принимается равным

где Dcp — средний диаметр навивки ваера, см.
Сложное напряжение от изгиба и кручения определяется по формуле

где W6— экваториальный момент сопротивления, равный

где D1 — наружный диаметр барабана, см; D2 — внутренний диаметр барабана, см.
Проверку барабана на сжатие рекомендуется произвести, рассматривая кольцо барабана как кольцо толстостенного сосуда, нагружаемого равномерным наружным давлением от натяжения витка ваера, обхватывающего это кольцо. Тогда среднее нормальное давление Рср на единицу поверхности барабана определяется из выражения

где t  —  ширина кольца, равная шагу ваера, см.
Напряжение сжатия, исходя из теории расчета толстостенных сосудов, выразится следующим уравнением

Запас прочности для стальных барабанов должен быть не менее 1,5 относительно предела текучести и для чугунных барабанов — не менее 4,25 относительно временного сопротивления сжатию.
Так как ваер имеет многослойную навивку, то в этом случае каждый слой будет создавать давление, равное Рср. однако за счет неравномерной укладки витков это давление перераспределяется и результирующее давление окажется меньше суммарного. Обычно при расчете на прочность стенки барабана в случае многослойной навивки увеличение нагрузки на стенку учитывают, снижая величину допускаемого напряжения. В отечественной практике при расчете барабанов с многослойной навивкой допускаемое напряжение для литой стали 25Л принимают равным 1000 кГ/см2.
Более точно напряжение сжатия, вызванное многослойной навивкой ваера, может быть определено следующим способом. При многослойной навивке в стенке барабана возникают повышенные напряжения сжатия, величина которых зависит от напряжения сжатия асж при навивке первого слоя, числа слоев k навивки ваера на барабане и параметров упругости ваера и барабана, определяющих уменьшение натяжений в ваере предыдущего слоя; после навивки последующего.
Согласно исследованию, приведенному в работах Б. С. Ковальского, напряжения от сжатия в стенке барабана при многослойной навивке каната могут быть приближенно определены по формуле

где А — коэффициент, определяющий увеличение напряжений в стенке из-за многослойности навивки.

в этой формуле

Размеры втулок подшипников скольжения ваерных барабанов рассчитываются на среднее удельное давление порядка 15 кГ/см2 при номинальном натяжении ваера и самых невыгодных условиях — когда все натяжение ваера передается на одну втулку.
Ваер на барабане обычно крепится при помощи прижимных планок с трапецеидальной канавкой, которая удерживает его от смещения силой трения. Во внутренней реборде имеется отверстие, через него пропускается ваер, который крепится планками с наружной стороны реборды. Планки присоединяются к реборде двумя болтами каждая.
Чтобы не было резкого изгиба ваера при проходе его через отверстие в реборде, оно делается овальным со скошенными кромками. Если планок несколько (обычно до трех), они располагаются по окружности барабана на реборде. Крепление ваера на барабане показано на рис. 117, Б.
Если не учитывать трение каната в месте его прохода сквозь отверстие реборды, а учесть только влияние дополнительных витков, оставшихся на барабане, натяжение каната в месте его крепления к барабану определится из выражения:

Для надежного крепления каната сила трения, создаваемая креплением, должна быть не менее Ркр. Сила трения возникает между барабаном и канатом и между планкой и канатом. При планке, имеющей трапецеидальную канавку (см. рис. 117, Б), усилие растяжения крепежных болтов равно

где f1 — коэффициент трения м^жду барабаном и канатом;
f2 — приведенный коэффициент трения между канатом и планкой с трапецеидальной канавкой, равный

где  в — угол наклона боковой грани канавки на планке, который обычно принимают равным 40°/ 45°.
Болты планок рассчитываются на растяжение и изгиб. Напряжение в болтах равно

где d — внутренний диаметр нарезки болтов, см; Z6t   — число болтов;
Мизг — момент, изгибающий болт, равный произведению РкркГ на плечо 1бт см (рис. 117, Б).
Допускаемое напряжение растяжения при болтах из стали с пределом текучести gт определяется по выражению: