/
Автор: Ланг А.Г. Мазовер И.С. Майзель В.С.
Теги: машиностроение механика металлические конструкции грузоподъемные машины
Год: 1962
Текст
.л ?
ж.-,
О
М^'£х
&*Ж!&
ВЖ<
* ’лГЛ^Л-
»йй
ШВШжЫШЙ
•“fet- 1
Д cvX' X'; \ v4*r(
? f ;й><
Sfti
BflOM-A ш г и^з^Ш
• '
А. Г. ЛАНГ, И. С. МАЗОВЕР, В. С. МАИЗЕЛЬ
ПОРТАЛЬНЫЕ КРАНЫ
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ
МАШ ГИЗ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
МОСКВА 196 2 ЛЕНИНГРАД
6П5.6
Л22
ЛАНГ А. Г.. МАЭОВЕР И. С. и МАЙЗЕЛЬ В. С.
Портальные краны. 2-е изд., переработ. и доп
М-Л.. Машгнз, 1962. 284 стр. с нлл.
В книге приведено описание отечественных и некоторых
зарубежных конструкций портальных кранов. Рассмотрены
общие вопросы расчета этих кранов, их механизмов и металли-
ческих конструкций.
Книга предназначена для инженерно-технических работ-
ников, занимающихся вопросами расчета и конструирования
кранов, а также может быть использована студентами втузов
соответствующих специальностей.
Рецензент докт. техн, наук проф. М. М. Гохберг
Редактор канд. техн, наук Н. Г. Павлов
ЛЕНИНГРАДСКОЕ ОТДЕЛЕНИЕ МАШГИЗА
Редакция литературы по конструированию и эксплуатации машин
Заведующий редакцией Инж. Ф. И. Фетисов
Редактор издательства Г. Л. Митарчук
Технический редактор Л. В. Щетинина Обложка художника В. В. Журавского
Корректор Л. Р. Кухтевич
Сдано в производство 7/II 1962 г. Подписано к печати 16/VI 1962 г. М-02562. Формат бумаги 70Х108’/и.
Печ. лист. 24.3. Уч.-изд. листов 22.7. Тираж 8500 экэ. Цена 1 р. 24 к. Заказ 1259.
Ленинградский Совет народного хозяйства. Управление полиграфической промышленности.
Типография № I «Печатный Двор> имени А. М. Горького. Ленинград, Гатчинская. 26.
ПРЕДИСЛОВИЕ
В первом издании книги, вышедшем в 1953 г., был освещен опыт про-
ектирования и изготовления портальных кранов на ленинградском заводе
подъемно-транспортного оборудования им. Кирова.
За истекшее время заводом спроектированы и выпущены новые серии
портальных кранов, конструкции которых значительно усовершенствованы
по сравнению с прежними. Появились также новые модели портальных кранов
ряда зарубежных фирм.
Решения Партии н Правительства, направленные на дальнейшее совер-
шенствование машин и увеличение их производительности, ставят перед
краностроителями вопрос о разработке новых конструкций на основе более
точных и совершенных расчетов с применением широкой унификации узлов
и деталей.
В данном, втором издании книги приводится опыт работы завода подъем-
но-транспортного оборудования им. Кирова по расчету и конструированию
портальных кранов и показаны конструкции последних моделей этого завода
и некоторых передовых иностранных краностроительных фирм.
Основные методы расчета, изложенные в книге, как, например, расчет на
прочность и выносливость механизмов и металлических конструкций, являются
общими и могут быть применимы не только для портальных, но и для ряда
других кранов.
Авторы с благодарностью примут все замечания и пожелания читателей,
которые просят направлять в адрес издательства.
Часть первая и глава IV второй части написаны А. Г. Лангом, главы
I, II, III и V второй части — И. С. Мазовером, главы I, II, III и IV третьей
части — В. С. Майзелем, глава V третьей части — Н. А. Барановым.
Авторы
ЧАСТЬ ПЕРВАЯ
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
ГЛАВА I
ТИПЫ ПОРТАЛЬНЫХ КРАНОВ, ВЫБОР ГРУЗОПОДЪЕМНОСТЕЙ И
СКОРОСТЕЙ
1. Основные типы портальных кранов
Портальными кранами называются полноповоротные стреловые краны,
установленные на жестком, передвигающемся по рельсам специальном помо-
сте — портале (фиг. 1).
Портальные краны являются одним из наиболее распространенных средств
механизации погрузочно-разгрузочных работ в морских и речных портах,
а также монтажно-сборочных работ при постройке н ремонте судов. Кроме
того, портальные краны широко применяются для механизации работ на круп-
ных гидротехнических строительствах. # / -'л X
Портал представляет собой пространственную жесткую раму, которая
перекрывает железнодорожные пути или безрельсовые дороги и обеспечивает
таким образом свободный пропуск подвижного состава и безрельсового транс-
порта.
В-некоторых случаях порталы заменяются Г-образными полупорталами,
в которых горизонтальная рама металлоконструкции одной стороной опи-
рается непосредственно на ходовые тележки, катающиеся по подкрановым
рельсам, уложенным на несущих конструкциях зданий прикордонных складов
(фиг. 2) или на специальных эстакадах.
В речных портах, имеющих откосные набережные, иногда применяются
полупорталы специальной конструкции, которые перемещаются по рельсам,
уложенным на разных уровнях (фиг. 3). Это позволяет приблизить ось враще-
ния крана к разгружаемому судну, не прибегая к возведению дорогостоящих
массивных стенок набережных. При больших колебаниях уровня воды в реке
во время паводков ходовые тележки, идущие по нижнему рельсу, и часть
металлической конструкции полупортала часто работают под водой.
Поворотные части портальных кранов опираются на круговой рельс,
уложенный на портале (фиг. 4), или вращаются на колонне. В этом случае
колонна может быть поворотной (фиг. 5) или неповоротной, составляющей одно
целое с порталом (фиг. 6).
Поворотная часть состоит из следующих основных узлов (фиг. 4 и 5):
укосины /, каркаса или колонны 2, рамы 5, опорно-поворотного устройства 10,
механизма вращения поворотной части 9, механизма (одного или нескольких)
подъема 6, механизма изменения вылета 4, противовесов: подвижного 3 и не-
подвижного 7 (у крана на фиг. 5 неподвижного противовеса нет), кабины для
механизмов 5 и кабины управления 11.
При рассмотрении различных типов портальных кранов правильнее всего
различать их по кинематическим схемам укосин, которые определяют как
конструкцию крана в целом, так и его эксплуатационные качества.
Простая подъемная стрела показана на фиг. 7, а. Такая стрела не
обеспечивает горизонтального перемещения груза при изменении вылета.
5
23000
Фиг. 2. Полупортальный кран грузоподъёмностью 5 Т
Неуравновешенность веса стрелы и подъем или опускание груза при измене-
нии вылета требуют весьма мощных механизмов изменения вылета, поэтому
такие стрелы встречаются только в кранах старых типов. Краны с прос-
тыми стрелами обладают пониженной производительностью, так как на
установку груза в нужное положение затрачивается большое время.
В настоящее время для портальных кранов применяются полностью или
частично уравновешенные-укосины, обеспечивающие перемещение груза по
траектории, близкой к горизонтали. Мощность двигателей механизмов изме-
нения вылета таких укосин расходуется только на преодоление трения в шар-
нирах укосины, перекатывание канатов по блокам и преодоление ветровых
и инерционных сопротивлений. Обычно незначительная часть мощности рас-
ходуется на небольшой подъем и опускание груза вследствие отклонения его
Фиг. 3. Перегрузочный кран на полупортале специальной конструкции.
траектории от точной горизонтальной линии и на преодоление неуравнове-
шенной части момента от веса укосины.
За последние 50—60 лет было предложено и выполнено большое число
схем укосин с горизонтальным перемещением груза- при изменении вылета.
Ниже рассмотрены четыре схемы, получившие наибольшее распространение.
Первая схема — шарнирно-сочлененные укосины с профилиро-
ванным хоботом и гибкой оттяжкой (фиг. 7, б и в). Укосина состоит из стрелы 5,
хобота 1 и канатной оттяжки 2. Криволинейная часть хобота профилируется
так, чтобы обеспечивалось перемещение груза по горизонтали. Траектория
движения конца хобота зависит от положения грузового каната. Если канат
параллелен оси стрелы (фиг. 7, в), то конец хобота перемещается по горизон-
тали. С помощью такой укосины возможно получить наибольшее приближение
траектории перемещения груза к горизонтали при изменении вылета 1 2.
1 При расчетах следует учитывать влияние упругой деформации укосины, всего крана
и канатов на траекторию перемещения груза.
7
Фиг. 4. Портальный кран грузоподъемностью 10—15 Г: а — общий вид;
б — поворотная часть.
5730
Фиг. 5. Портальный кран грузоподъемностью 3—5 Т: а — общий вид;
бив — поворотная часть.
Недостатками ее являются кручение стрелы моментом поперечных сил инерции,
возникающих на конце хобота, и возможность опрокидывания хобота при
обрыве груза.
Вторая схема — шарнирно-сочлененные укосины с прямолиней-
ным хоботом и с жесткой (фиг. 7, г) или с гибкой (фиг. 7, д) оттяжкой. Укосина
представляет собой четырехзвенный шарнирный механизм Чебышева, у кото-
рого конец продленного шатуна — хобота — описывает.кривую — лемнискату
(фиг. 8, а), отдельные участки которой близки к горизонтальным прямым.
Если грузовой канат 4 направлен параллельно стреле или оттяжке (фиг. 7, г).
то траектория движения груза при изменении вылета параллельна вышеупомя-
нутой лемнискате. Если грузовой канат направлен между стрелой и оттяжкой
(фиг. 7, б), то для движения конца хобота выбирается наклонный участок
кривой, а движение груза, близкое к горизонтали, достигается за счет пере-
катывания грузовых канатов по блокам.
Жесткая оттяжка хобота, имеющая до-
статочную ширину в нижней части, значи-
тельно уменьшает скручивание стрелы под
действием сил инерции, приложенных к
концу хобота, и удерживает хобот от опро-
кидывания в случае обрыва груза. Благо-
даря этим свойствам жесткая оттяжка
широко применяется в быстроходных пор-
тальных кранах и в кранах с большой гру-
зоподъемностью (75—100 Т). Грузоподъ-
емность плавучих кранов, оборудованных
укосинами такого типа, достигает 350 Т.
При гибкой оттяжке хобота умень-
шается вес укосины, но возрастает опас-
ность скручивания стрелы и опрокидыва-
ния хобота.
Ленинградским институтом инженеров
водного транспорта [56] разработана конст-
рукция - укосины с дополнительным шар-
ниром, обеспечивающим вращение хобота
в поперечном направлении (фиг. 8, б). От-
тяжка хобота в этой укосине сделана в виде
Фиг. 6. Портальный кран с невра-
щающейся колонной.
одной ветви каната.
При возникновении поперечных сил на конце хобота последний повора-
чивается, не скручивая стрелу. Более чем годовой опыт эксплуатации укосины,
построенной по этой схеме, показал хорошие результаты.
К недостаткам укосин с прямолинейным хоботом следует отнести большую
длину хобота, большой вес и большую парусность при наличии жесткой
оттяжки.
Третья схема — стрелы с уравнительными полиспастами. Такие
стрелы обеспечивают перемещение груза по линии, близкой к горизонтали.
Полиспаст kl (фиг. 7, е) образуется грузовым канатом.
Для уменьшения длины грузового каната иногда применяют укороченные
уравнительные полиспасты (фиг. 7, ж и з).
Стрелы с уравнительными полиспастами легки, просты в изготовлении,
удобны в монтаже и позволяют без затруднений осуществлять укладку их
в походное положение.
К недостаткам этих стрел относятся большая длина канатов от груза
до головки стрелы при малых вылетах и, как следствие, большое раскачивание
груза, а также повышенный расход грузовых канатов за счет их большой
длины и дополнительного износа от перекатывания по блокам при изменении
вылета.
Четвертая схема — стрелы с уравнительными блоками, распо-
ложенными на качающемся рычаге и оттягивающими грузовой канат при
9
Фиг. 7. Схемы стреловых устройств: а — простая подъемная стрела;
бив — шарнирно-сочлененные укосины с криволинейным хоботом; г —
шарнирно-сочлененная укосина с прямолинейным хоботом и жесткой
оттяжкой; д — шарнирно-сочлененная укосина с прямолинейным хобо-
том и гибкой оттяжкой; е — стрела с уравнительным полиспастом;
ж и з — стрелы с укороченными уравнительными полиспастами; и —
стрела с уравнительным блоком.
10
если оощии центр тяжести стрелы и про-
фи г. 8. Траектория движения конца хобота (а)
и устройство шарнира, предотвращающее скру-
чивание стрелы поперечными силами на конце
хобота (б).
изменении вылета (фиг. 2 и 7, и). Траектория движения груза таких стрел
значительно отклоняется от горизонтали. Улучшение этой траектории обычно
вызывает значительное усложнение стрелового устройства.
Уравновешивание собственного веса укосин во всех четырех схемах
достигается за счет подвижного противовеса, который располагается на качаю-
щемся рычаге-коромысле (фиг. 7, б, в, г, д, ж, и), соединенном жесткой тягой
со стрелой, или на канатной подвеске, соединенной со стрелой. В последнем
-случае противовес движется в вертикальных или наклонных направляющих
(фиг. 7, з). Такие схемы не обеспечивают полного уравновешивания укосины
при всех вылетах. Полное уравновешивание достигается подвижным противо-
весом, укрепленным на продолженной нижней части стрелы (фиг. 7, е), в том
случае, если общий центр тяжести стрелы и противовеса совпадает с осью
вращения стрелы.
Уравновешивание собственного веса укосины можно также получить с
помощью подвижного противовеса,
тивовеса при изменении вылета бу-
дет пе^мещаться по горизонтали.
По своему назначению порталь-
ные краны могут быть подразде-
лены на следующие основные
•группы:
•I) портовые—для погрузочно-
разгрузочных работ;
2) монтажные —для судострое-
ния и судоремонта;
3) строительные—для механи-
зации строительных работ.
Портовые краны. Грузоподъемность кранов, используемых в портах
при погрузке массовых грузов, колеблется в пределах 1,5—20 Т. При грузо-
подъемности свыше 3 Т они обычно снабжаются сменным оборудованием —
грейферами для работы с насыпными грузами и крюками для работы со штуч
ными грузами.
Для кранов грузоподъемностью до 3 Т включительно применение грейфе-
ров весьма ограничено, в основном они используются для снабжения углем
каботажных и речных судов. Поэтому для упрощения подъемного меха-
низма такие краны обычно изготовляются только с крюками. Для специа-
лизированных морских причалов при больших количествах насыпных гру-
зов целесообразно применение грейферных кранов грузоподъемностью
до25 Т Такой кран, спроектированный заводом ПТО им. Кирова, приве-
ден на фиг. 11.
Портовые краны обычно имеют постоянную грузоподъемность на всех
вылетах. В зависимости от ширины прикордонных складов и обслуживаемых
судов портовые краны имеют максимальный вылет от 15 до 40 м (обычно 25
и 30 м). Минимальный вылет принимается из конструктивных соображений.
В целях обслуживания наибольшей площади с одной установки крана следует
стремиться иметь этот вылет наименьшим.
Ширина колеи портала (расстояние между осями подкрановых рельс)
зависит от количества железнодорожных путей, перекрываемых порта-
лом. Обычно порталы выполняются однопутными, двухпутными и трех-
путными.
Поворотная часть крана на однопутном портале устанавливается на сере-
дине его пролета, на двухпутном она иногда смещается к одному из подкрано-
вых рельсов в зависимости от условий работы крана. Поворотная часть крана
на трехпутном портале иногда выполняется передвижной, что увеличивает
обслуживаемую площадь, но усложняет конструкцию крана.
Ввиду высокой стоимости сооружения подкрановых путей и набережных
давление на ходовые колеса кранов обычно ограничивается 20—30 Т В зави-
симости от этого давления определяется число ходовых колес.
Фиг. 9. 10-тонные портальные краны на бетоновозной эста-
каде Куйбышевской ГЭС.
woo
Фиг. 10. Строительный портальный кран грузоподъемностью
15/10/7,5 Т.
5800
12
К портовым портальным кранам предъявляются требования высокой
производительности, поэтому скорости их рабочих движений достигают
значительных величин и в зависимости от грузоподъемности находятся в сле-
дующих пределах:
подъем груза (главный подъем)
изменение вылета
передвижение портала
поворот крана
15—90 м!мин
20—60 >
15—35 »
0,5—3 об/мин.
Основные параметры перегрузочных и монтажных портальных кранов
грузоподъемностью от 3 до 15 Т и технические требования к ним приведены
в ГОСТ 7994—56 (табл. 1).
Фиг. 11. Портальные краны грузоподъемностью 25 и 30/25 Т (табл. 3).
Монтажные краны (судостроительные и судоремонтные). Монтажные
портальные краны, устанавливаемые на набережных судоверфей для доЙройки
судов на плаву, называются достроечными кранами. Они применяются также
при ремонте судов у ремонтных набережных и в сухих доках.
Портальные краны, применяемые для сборки судовых корпусов на стапе-
лях, называются стапельными кранами. Современная технология постройки
судов предусматривает сборку корпуса корабля крупными узлами, по-
этому грузоподъемность стапельных и достроечных кранов достигает 80 Т
и более.
Высота подъема крюка над головкой подкрановых рельсов монтажных
кранов достигает 50 м. Обычно они устанавливаются на специальных высоких
порталах (фиг. 12) и, начиная с грузоподъемности 20 Т и более, снабжаются
двумя крюками — главным и вспомогательным.
13
Таблица 1
Краны портальные электрические грузоподъемностью до 15 Т
(ГОСТ 7994—56)
Грузоподъемность, Т 1
Наименование параметров и размеров Единица 3 5 1 0 15
измерения Типы кранов *
КПП КПП КПМ КПП КПМ КПП КПМ
Вылет стрелы наибольший Вылет стрелы наименьший, не более Высота подъема, не менее Глубина опускания, не менее м 25 7 22 20 30 8 22 20 30 8 22 20 30 8 25 20 30 8 25 20 30 8,5 25 20 30 8,5 25 20
Ширина колеи портала: однопутного двухпутного трехпутного м 6 10,5 15,3 6 10,5 15,3 6 10,5 15,3 6 10,5 15,3 6 10,5 15,3 10,5 15,3 10,5 15,3
Давление колеса на рельс, не более Т 20 20 20 25 25 30 30
Скорости: подъема спуска (посадочная), не более изменения вылета стрелы (средняя) вращения крана передвижения крана м/мин об/мин. MfMUH 80 60 2,0 30 80 60 1,75 30 25 2,5 25 1,0 30 60 50 1,5 30 20 2,0 20 1,0 30 60 50 1,5 30 20 2,0 20 1,0 30
Обозначения: КПП — краны портальные перегрузочные с крюком и грейфером, предна- значенные для перегрузки сыпучих или штучных грузов; КПМ — краны портальные монтажные с крюком, предназначенные для выполнения сборочных и монтажных работ. Примечания: 1. Допускается отклонение скоростей от указанных в пределах ±15%. 2. Давление колеса на рельс указано для крана в рабочем состоянии. В нерабочем состо- янии это давление может превышать табличные данные на 20 %.
Часто монтажные краны имеют переменную грузоподъемность в зависимо-
сти от вылета.
Скорости рабочих движений подобных кранов, в отличие от перегрузоч-
ных, назначаются небольшими.
Для удобства установки монтируемого оборудования механизм главного
подъема, а иногда и другие механизмы крана имеют дополнительную малую
(посадочную) скорость (табл. 1).
Максимальные вылеты монтажных кранов иногда достигают 35—40 м..
Особую группу составляют устанавливаемые на бортах плавучих доков
доковые краны (фиг. 13 и 14). Ширина колеи этих кранов делается возможно
малой — 3,0—4,5 м. В связи с этим приходится принимать специальные меры
для обеспечения устойчивости кранов. С этой целью некоторые из них (фиг. 14)
снабжаются специальными клещами-захватами, охватывающими постоянно
14
головки подкрановых рельсов и предохраняющими кран от возможного опро-
кидывания при перегрузках. Подкрановые рельсы на доке должны быть при
этом надежно закреплены для сопротивления отрывающим усилиям. Иногда
укосины доковых кранов должны укладываться в походное положение на время
транспортирования в открытом море.
Фиг. 12. Портальный кран грузоподъемностью 75/50 -г 10 Г (табл. 3).
Строительные краны. Применение портальных кранов на строительстве
вследствие их высокой стоимости целесообразно только при перегрузке боль-
ших количеств материалов, когда кран работает длительное время на одном
месте.
В настоящее время портальные краны широко применяются на построй-
ках плотин, шлюзов и силовых зданий крупных гидростанций (фиг. 9) для
15
укладки бетона, подаваемого в бадьях по бетоновозной эстакаде. Кран разгру-
жает бадьи, подвозимые по эстакаде под порталом крана, и подает их в блоки,
где бадьи опоражниваются и обратно грузятся на транспортные средства.
При помощи портальных кранов подают и устанавливают опалубку (в виде
щитов), арматурные фермы, плиты-оболочки, устанавливают закладные
части затворов и турбин и т. д. В конце строительства эти краны используются
для монтажа основного оборудования.
Строительные портальные краны обычно имеют грузоподъемность 10—
20 Т В зависимости от вылета стрелы она может быть переменной. Величина
Фиг. 13. Портальный кран грузоподъемностью 10 4-5 7 для'
плавучего дока.
максимального вылета этих кранов зависит от ширины плотин и достигает
50 м, высота подъема крюка над головой подкрановых рельсов—36 м. Глубина
опускания крюка ниже головки подкранового рельса зависит от высоты эста-
кады и достигает 70 м и более.
Для обеспечения высокой производительности при таких больших высотах
подъема строительные краны имеют такие же высокие скорости подъема, как
и перегрузочные краны. Однако скорости поворота и изменения вылета у
строительных кранов несколько меньше, чем у перегрузочных, вследствие
необходимости уменьшения раскачивания груза, висящего обычно на длинных
канатах.
Строительные краны делаются только крюковыми. Порталы их имеют
большую высоту, так как под ними могут перевозиться по эстакаде арматурные
фермы и обечайки трубопроводов к турбинам (фиг. 10).
В табл. 2—4 приведены краткие технические характеристики портальных
кранов, рассмотренных типов, построенных в СССР и за рубежом. Конструк-
ции этих кранов представлены на фиг. 4, 5 и 10—19.
16
Фиг. 14. Портальный кран грузоподъемностью 20/10 4-2 Т
для плавучего дока.
Фиг. 15. Портальный кран грузоподъемностью 5 Т завода «Ганц»,
Венгерская Народная Республика.
Технические характеристики нормальных унифицированных портальных
Параметры КПП К 3-25-6 КППК 3-25-10,5 КППГ 5-30-6 1 КППГ 5-30-10,5 КППК 5-30-6 КППК 5-30-10,5 КПМ 5-30-6 КПМ 5-30-10,5
Общий вид крана Фиг. 5
Тип укосины Стрела с укороченным уравнительным полиспастом
Грузоподъемность, Т 3 5
Вылет, м р 'max 25 30
^min 7 7 *
Высота подъема, м н 22,5 — ь 23,5 з—
Но 42,5 43,5
Скорости: подъема, м}мин поворота, об/мин. изменения вылета (средняя), м'мин передвижения, м)мин 73 2’) 41 33 73 1,75 1) .41 33 65 1,75 х) 41 33 22 1 27 33
Размеры, м L 6 10,5 6 10,5 6 10,5 6 10,5
М' 0 4,5 0 4,5 0 4,5 0 4,5
В 7,87 8 7,87 10,43 8 . 7,87 8 7,87 8
с 10,43 10,56 10,56 10,43 10,56 10,43 10,56
*0 4,5 4,5 5,5
h 14,9 14,9 14,94
Число ходовых колес 2): общее в том числе приводных 8 4 12 4
Наибольшее давление колеса крана на рельс, Т 21 17,7 21,1 17,1 21,4 17,3 21,6 17,5
Вес крана, Т: общий (без грейфера) в том числе противовесы 95 4,7 75 4,7 125 5,7 94 5,7 120 5,7 89 5,7 119 5,7 88 5,7
18
Таблица 2
кранов завода ПТО им. Кирова выпуска 1961 г.
КППГ 10-30-10,5 . КППГ 10-30-15,3 КППК 10-30-10,5 КПМ 10-30-10,5 КППГ 15-30-10,5 КППК 15-30-10,5 КПМ 15-30-10,5
Фиг. 4
Шарнирно-сочлененная укосина с профилированным хоботом и гибкой оттяжкой
10 15
30 30
8 8
1 25 29,5 25 25 25
45 45 45 ! 45 45
60 1,5 49 33 55 1,5 49 3. 25 22 3 57 1,5 42 52 1,5 42 33 20 1,1 22
10,5 15,3 16,5 10,5 10,5
4,8 4,8 + 4,8 4,8 4,8 4,8
8 8
11,8 11,8
7,6 7,6
14,67 19,06 14,67 14,67 14,67
16 8 16 8
18,4 19 s) 19 19 22,9 4) 23 4) 23 4)
170 21,1 187 21,1 165 21,1 164 21,1 205 37,5 197 37,5 196 37,5
19
Параметры КППК 3-25-6 КППК 3-25-10.5 КППГ 5-30-6 КППГ 5-30-10,5 КППК 5-30-6 КППК 5-30-10,5 КПМ 5-30-6 КПМ 5-30-10,5
Режимы работы механизмов5): подъема поворота изменения вылета с с с ВТ т с С с с С с с
Электро- двигате- ли меха- низмов (данные при 25% ПВ)«) подъема тип МТБ 612-10 MTB 612-10 МТБ 61340 МТ 51-8
мощность, кет 60 60 80 22
число оборотов в минуту 578 578 580 723
количество 1 2 Г 1
поворота тип МТ 52-8-ВФ МТ 52-8-ВФ
мощность, кет 30 30
число оборотов в минуту 730 730
количество 1 1
измене- ния вы- лета тип МТ 31-8-Ф МТ 31-6-Ф МТ 31-6-Ф | МТ 31-8-Ф
мощность, кет 7,5 11 11 7,5
число оборотов в минуту 702 953 953 702
количество 1 1 1 1
передви- жения тип МТ 31-6-Ф МТ 31-6-Ф
мощность, кет 11 11
число оборотов в минуту 953 953
количество 2 2
Обозначения: КППК — кран портальный перегрузочный крюковый; КППГ — первая цифра — грузоподъемность, вторая — вылет, третья — ширина колеи портала. J) По мере уменьшения вылета число оборотов крана автоматически увеличивается. з) Диаметр ходовых колес всех кранов 550 мм. 3) В нерабочем состоянии наибольшее давление колеса крана на рельс 22 Т. 4) В нерабочем состоянии наибольшее давление колеса крана на рельс 25 Т. 5) Режим работы механизма передвижения всех кранов принят средний. 6) Ток трехфазный 380 в, 50 гц.
20
Продолжение табл. 2
t КППГ 10-30-10,6 - КППГ 10-30-15,3 КППК 10-30-10,5 КПМ 10-30-10,5 КППГ 15-30-10,5 КППК 15-30-10,5 КПМ 15-30-10,5
ВТ т с с с с ВТ т с с с С С С с
MTB 712-10 МТБ 712-10 МТБ 611-10 МТБ 713-10 МТБ 713-10 МТБ 612-10
125 125 45 160 160 60
587 587 575 593 593 578
2 1 1 2 1 1
МТБ 611-10 МТБ 612-10 МТБ 611-10
45 60 45
575 578 575
1 1 1
МТ 42-8 МТ 31-8 МТ 42-8 МТ 31-8
16 7,5 16 7,5
718 702 718 702
1 1 1 1
МТ 31-6-Ф МТ 31-6-Ф
11 11
953 953
4 4
кран портальный перегрузочный грейферный; КПМ — кран портальный монтажный; С — средний режим работы механизма; Т — тяжелый; ВТ — весьма тяжелый.
21
Таблица 3
Технические характеристики специальных портальных кранов завода ПТО им. Кирова
Параметры КППК ») 15-45-10 КППГ 25-35-10,5 КПМ 30-35-10,5 * у КПМ 75-30-10 КПМ 10-11-3 КПМ 20-27-4,5
Тип крана Строительный 2) Грейферный для специа- лизирован- ных прича- лов Монтажный для судо- строения Доковый
Общий вид крана Фиг. 10 Фиг. 11 Фиг. 12 Фиг. 13 Фиг. 14
1 Тип стрелового устройства Шарнирно-сочле- ненная укосина с профилированным хоботом Шарнирно-сочлененная укосина с прямым хоботом Стрела с постоянным вылетом Шарнирно- гочлененная укосина с прямым хо- ботом; жест- кая оттяжка
Гибкая оттяжка Жесткая оттяжка
Год выпуска 1961 Рабочий проект 1960 г. 1961 1952 1953 1952
Главный подъем Грузоподъемность, Т 15 10 7,5 25 30 25 75 50 10 20 10
Вылет, м р vmax 22 32 45 35 30 35 20 30 11 13,5 27
^min И 10 10 10 11 10
Вспомога- тельный подъем Грузоподъемность, Т — — — 10 5 2
Вылет, м р liuax — — — 33 22 28
^Imin — — — 12 22 10,7
Высота подъема главного крюка (грейфера), м л Н 36 25 28 40 16,5 24
Но 70 45 45 55 28,5 44
1 1 1 1 I ; 1
Скорости:
главного подъема, mImuh 52 60 20 и 0,4 4 и 0,3 5 3,8; 7,85 8) и 0,1
вспомогательного подъема, м!мин — — — 23,4 и 0,58 10 39,5
поворота, об/мин. 0,8 1,3 1,3 0,33 и 0,1 1,04 0,508
изменения вылета (средняя), м/мин 38 32,6 32,6 13 — 22
передвижения, m'imuh 33 33 33 23,6 10 25,2
Число ходовых колес:
общее 16 32 32 40 8 8
в том числе приводных 8 12 12 16 4 8
Наибольшее давление колеса крана на рельс, Т 23,5 <) 24 23,7 30,4 5) 24 56
Вес крана, Г:
общий (без грейфера) 220 300 289 671 ПО 201
в том числе противовесы 46,5 37 37 70,6
Режимы работы механизмов:
главного подъема С ВТ Л«) С С С
вспомогательного подъема —- — — С С С
поворота с т С с С С
изменения вылета с с С с С С
передвижения । с с л с С С
Продолжение табл. 3
Параметры КППК 1) 15-45-10 КППГ 25-35-10,5 КПМ 30-35-10,5 КПМ 75-30-10 КПМ 10-11-3 КПМ 20-27-4,5
Электродви- гатели меха- низмов (дан- ные при 25% ПВ) ») Обозн 2) ШирИ1 3) Скоро 4) В нер 5) В нер в) Л - J главного подъема мощность, кет 160 160 125 60 и 7,5 11,5 17,5 и 2,5
количество 1 4 1 1 и 1 1 1 и 1
вспомогательного подъема мощность, кет — - — 45 и 2,2 11,5 17,5
количество — — — 1 и 1 1 1
поворота мощность, кет 45 80 80 30 и 16 11 11
количество 1 1 1 1 и 1 1 1
изменения вылета мощность, кет 22 16 16 22 — 16
количество 1 2 2 1 — 1
передвижения ачения КППК и др. см. в тг ia колеи портала этого крана 1 сть 7,85 м/мин. только при г] абочем состоянии 27,7 Т. абочем состоянии 36 Т. тегкий режим работы механизм мощность, кет 11 11 11 11 11,5 10,5
количество 1бл. 2. 0 м. Габариты портала позвол рузе на крюке 10 Т. юв. Остальные обозначения ре 4 я ют провозить под ним с жимов здесь и дальше см 6 )бечайки трубо! I. в табл. 2. 6 провода диамет; 8 юм 9 м. 2 4
Таблица 4
Технические характеристики перегрузочных грейферных портальных кранов
иностранных фирм
«Ганц> (Венгерская Народная Республика) «Каярд» (Францу) «Ап- пле- важ» (Фран- ция) «Абуо (ГДР) «Череттн — Танфанн» | (Италия)
Год выпуска 1959 1955 1965 1959 | 1954
Тип укосины Стрела с уравнитель- ным полис- пастом Шарнирно-сочлененная укосина с прямым хоботом и жесткой оттяжкой
Общий вид крана Фиг. 15 Фиг. 16 Фиг. 17 Фиг. 18 Фиг. 19
Грузоподъемность, Т 5 5 10 10 15
Вылет, м ^тах 30 30 30 32 32
^mln 8 7 7 8 7
Высота подъема Я 23 25 25 20 25
38 40 40 30 40
Скорости: подъема, м}мин поворота, об/мин. изменения вылета (сред- няя), м(мин передвижения, mJ мин 70 1,75 60 35 30 60 1,74 45 30 63 1 и 1,88) 37,2 32 40 0,5 и 1,0 30 40
L 10,5 10,5 10,5 10,5 10,5
М 4,1 4,8 .4,85 4,8 —
В 10,5 10,5 10,5 10,5 8,2
С 13 14 15 *15,68 — 13
Ro 4,7 7 7,35 7,35 9,6
h 14,17 10,9 11,62 10,72 13,4
Число ходовых колес общее 12 12 16 16 20
В ТОМ числе привод- ных Ч 6 8 8 4 s)
25
Продолжение табл. 4
Параметры «Ганц» (Венгерская Народная Республика) «Каярд» (Франция) «Ап- пле- важ» (Фран- ция) «Абус» (ГДР) «Черетти — Танфани» (Италия)
Наибольшее давление колес крана на рельс, Т 20 20 20 21,13) 22
Вес крана, Т общий с крюком 124 123,9 ~ 194 200 286,2
в том числе противо- весы — 28,9 51 ! — 59
Режимы работы механизмов и про- должительность включения подъема ВТ(65%ПВ) Т (40% ПВ) — ВТ(€0%ПВ) Т (40% ПВ)
поворота ВТ(60%ПВ) Т (40% ПВ) — ВТ и Т (60% и 40% ПВ) Т (40% ПВ)
измене- ния вылета 1 ВТ Т (40% ПВ) - Т (40% ПВ) Т (40% ПВ)
передви- жения — С (25% ПВ) 1 Т (40% ПВ) С (25% ПВ)
Электро- двигате- ли меха- низмов (данные при со- ответст- вующих ПВ) подъема мощность, кет 45 50 55 195 и 1004) 86
количество 2 2 2 2 2
поворо- та мощность, кет 23,5 26 55 14 и 37 28
количество 1 1 1 2 i 1
измене- ния вылета мощность, кет 9,7 22 39 14 30
количество I 1 1 1 I j
пере- движе- ния мощность, кет 9,7 13,3 18,4 14 18,5
количество В 2 2 2 4 2
Ч 1 об/мин. — при вылете 32 ж; 1,88 об/мин. — при вылете 20 м. 2) У этого крана наблюдается пробуксовка приводных колес. 3) Давление колеса крана на рельс в нерабочем состоянии 24,2 Т. 4) Мощность электродвигателя замыкающей лебедки 195 кет; поддерживающей — 100 кет.
26
0009
Фиг. 16. Портальный кран грузоподъемностью 5 Т фирмы «Каярд»
Франция.
Фиг. 17. Портальный кран грузоподъемностью 10 Т
фирмы «Апплеваж», Франция.
27
Rmajc
Фиг. 18. Портальный кран грузоподъемностью 10 71’фирмы «Абус»,
ГДР.
Фиг. 19. Портальный кран грузоподъемностью 15 Т фирмы
«Черетти — Танфани>, Италия.
28
2. Производительность кранов, выбор грузоподъемностей и скоростей
Средняя часовая производительность крана определяется по формуле 1
Т/час, (1)
где Qn — полезная грузоподъемность, равная номинальной грузоподъемности
Q для крюковых кранов; весу захватываемого груза (обычно от 0,4
до 0,6 Q) —для грейферных; весу материала в ковшах (обычно от
0,7 до 0,85 Q) — для крюковых при работе с ковшами;
п — число циклов в час при непрерывной работе (при отсутствии простоев
в ожидании подачи груза, транспортных средств, вследствие неис-
правности крана, отсутствия электроэнергии и т. п.);
/ггр — коэффициент использования полезной грузоподъемности (табл. 5);
ke — коэффициент использования крана во времени при его работе.
Этот коэффициент зависит от организации работы и может быть
доведен до 0,7—0,8. Ориентировочные значения ke даны в табл. 5.
Таблица 5
Данные к расчету производительности кранов
Тип крана ktp ke I m п
Портовые перегрузочные с грейфером 0,8—1,0 0,4-0,6 0,3—0,5 100—300») 14—21 50—70
Портовые перегрузочные с крюком 0,6 0,4—0,6 0,6—0,7 100-300 >) 14—21 12-30
Монтажные (судостроитель- ные) 0,2—0,5 0,3—0,4 0,9-1,0 300 14 —
Строительные:
при разных работах 0,2-0,5 0,4—0,5 0,8 300 14—21 5—10
при укладке бетона 0,8-0,9 0,4-0,5 0,8 300 14—21 10-15
а — коэффициент одновременности; / — число рабочих дней в году; m — число рабочих часов в сутки; п — число циклов в час при непрерывной работе.
1) В зависимости от географического расположения порта, грузооборота и организации работ
Число циклов в час при средней продолжительности цикла Т (сёк.) будет
_3600
п— т-.
Средняя продолжительность цикла [12] определяется по формуле
Т=еУ/,- сек., (2)
।
где в — коэффициент одновременности, учитывающий возможность совмеще-
ния нескольких движений в течение цикла. Возможность такого
совмещения устанавливается исходя из конкретных условий работы
по графикам циклов. Для ориентировочных подсчетов можно поль-
зоваться табл. 5;
ti — время, затрачиваемое на отдельные движения крана в течение цикла;
это время может быть найдено по формуле
Л = ^ + 0,5(/,.ра„ + </шорл.),
1 По данным Ждановского порта, средняя производительность грейферного крана гру-
зоподъемностью 15 Т завода ПТО им. Кирова колеблется в пределах 250—300 Т1час, макси-
мальная — в пределах 550—800 Т!час.
где Sf- и vt — средняя величина пути и скорости установившегося дви-
жения;
Л-раз? и timopM — время неустановившегося движения (пуск и торможение).
Для предварительных подсчетов можно принимать
0,5 (tipa,3z Ч- ^1торм)== 3— 5 сек.
Средняя годовая производительность крана при числе рабочих часов
в сутки т и рабочих дней в году / определяется по формуле
Пг = Пчт1 Т/год. (3)
Грузоподъемность портальных кранов выбирается из нормального ряда
по ГОСТ 1575—54 и 7994—56: 3—5—10—15—20—25—30—40—50—75—100 Т
Для крюковых кранов она определяется по максимальному весу поднимае-
мого груза. Иногда подъем единичных тяжелых грузов производится двумя
кранами или временно увеличивается грузоподъемность одного крана путем
увеличения кратности грузового полиспаста [36], что позволяет уменьшить
грузоподъемность устанавливаемых кранов, которая выбирается исходя из
веса обрабатываемых грузов.
Грузоподъемности грейферных кранов выбираются исходя из общего
количества грузов, обрабатываемых этими кранами. Скорости движений и
грузоподъемности портальных кранов регламентированы ГОСТ 7994—56
(см. табл. 1) и могут изменяться в небольших пределах (±15%), поэтому фак-
тическая производительность каждого из приведенных в ГОСТ кранов при
заданном материале может быть легко подсчитана. Продолжительность цикла
обычно определяется при этих подсчетах временем, необходимым для подъема
груза или поворота крана. При малых углах поворота она определится време-
нем подъема груза, а при больших углах поворота — временем, необходимым
для поворота.
Скорость изменения вылета не определяет продолжительности цикла и,
по мнению авторов, может быть уменьшена против величин, указанных в ГОСТ.
Это позволит уменьшить раскачивание груза на канатах.
Окончательный выбор числа кранов и их грузоподъемности производится
путем сравнения стоимости кранов разной грузоподъемности в нескольких
вариантах. При этом следует согласовать размеры грейфера с размерами люков
судов, габаритами и грузоподъемностью транспортных средств (железнодорож-
ных вагонов, автомашин и т. п.).
Наиболее часто применяются следующие грузоподъемности грейферных
кранов: 5—10—15—20—25 Т
Для возможности производства и сравнения экономических расчетов
в табл. 6 приведены данные об отпускной стоимости портальных кранов по
ценам 1957 г.
Таблица 6
Отпускная стоимость портальных кранов в тыс. руб. по ценам 1957 г. (с учетом изме-
нения масштаба цен с 1 января 1961 г.)
Тип крана Г рузоподъемность, Т
3 5 1 10 1 15
Портовый перегрузочный с грей- фером 42,2 60,84 85,65 99,0
Портовый перегрузочный с кри- ком 32,0 — 74,0 —
3. Унификация портальных кранов
С целью уменьшения затрат труда и, соответственно, снижения стоимости
портальные краны изготовляются на специализированных заводах на базе
широкой унификации их узлов и деталей. Унификация облегчает ремонт и
30
замену частей кранов при их эксплуатации. Такая унификация осуществлена
заводом ПТО им. Кирова в 1960—1961 гг. при разработке новой серии порталь-
ных кранов грузоподъемностью 3, 5, 10 и 15 Т
В результате общее количество типоразмеров главнейших узлов, исполь-
зуемых для изготовления этих кранов, уменьшено с 56 до 30 (табл. 7).
Фиг. 20. Ходовые тележки унифицированных портальных кранов грузоподъ-
емностью 3, 5, 10 и 15 Т завода ПТО им. Кирова.
Например, для всей серии кранов применена одна двухколесная приводная
тележка’ У трехтонных кранов нога портала опирается непосредственно на
тележку (фиг. 20); у пятитонных кранов давление ноги портала передается
на эту же тележку и дополнительно на третье колесо. У 10- и 15-тонных кранов
установлена одна приводная и одна холостая тележка.
Таблица 7
Унификации узлов серии портальных кранов завода ПТО им. Кирова
(1960—1961 гг.)
Наименование узла Номера примененных узлов при ' грузоподъемности крана (Т) Общее количе- ство типораз- меров узлов на все грузо- подъемности
3 5 i 10 15
Портал Колонна или каркас Поворотная рама Опорно.поворотное устройство Стрела Хобот Коромысло Механизм подъема Механизм поворота Механизм изменения вылета Механизм передвижения (ходовые тележки) Кабина машинная Противоугонные захваты Кабина управления 1* 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1* 2 2 1 2 2 1 1 1 1 2 1 1 2* 3* 3* 2 3* 1* 3* 2 2 1 3 1 1 2* 3* 3* 2 3* 1* 3* 3 2 2 1 3 1 1 3 3 2 3 1 3 3 2 2 1 3 1 1
Примечание. Узлы, отмеченные звездочками, отличаются от узлов этого же номера только толщиной проката.
Из унифицированных деталей и мелких узлов следует отметить ходовые
колеса диаметром 550 лш, установленные на краны всей серии, рамы ходовых
тележек, блоки, пальцевые муфты, тормозные шкивы, тормоза, редукторы,
цевки и цевочные звездочки поворотных устройств и т. д.
ГЛАВА II
ОСНОВНЫЕ УКАЗАНИЯ ПО РАСЧЕТУ
При проектировании и расчете портальных кранов необходимо руковод-
ствоваться Правилами устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных
кранов Госгортехнадзора СССР.
Краны, устанавливаемые на плавучих доках (доковые краны) и на судах,
должны удовлетворять, кроме того, требованиям Регистра СССР.
Допускаемые напряжения в металлических конструкциях и деталях
механизмов и расчетные нагрузки на краны ниже определяются в соот-
ветствии с техническими условиями завода ПТО им. Кирова на проекти-
рование кранов (Р-1688 1960 г.). Числовые значения некоторых коэффициен-
тов, приведенных, в технических условиях, здесь уточнены. Расчетные формулы
для определения динамических коэффициентов приводятся исходя из рассмот-
рения крана как упругой системы. Даются указания по определению эквива-
лентных нагрузок.
4. Режимы работы и расчетные случаи нагрузок
Режимы работы механизмов портальных кранов могут быть приняты по
табл. 8, составленной исходя из опыта эксплуатации.
Таблица 8
Режимы работы механизмов портальных кранов
Тип крана Механизмы
главного подъема вспомогатель- ного подъема поворота изменения вылета передви- жения
Монтажный Л С С С Л
Портовый с крюком С — с с Л
Портовый с грейфе- ром ВТ — т т Л
Строительный бетоно- укладочный С или Т — с с Л
При расчете металлических конструкций режимы работы определяются
ио механизму главного подъема.
Расчет механизмов и металлических конструкций кранов производится
для трех случаев нагрузки.
1-й расчетный случай — нормальные нагрузки рабочего состо-
яния. Это нагрузки, действующие на кран при его эксплуатации в нормальных
условиях. Под нормальными условиями понимается работа с грузами, имею-
щими вес, соответствующий технологическому процессу, для выполнения
32
которого предназначен кран, плавные пуски и торможения механизмов, нор-
мальное состояние подкранового пути.
Детали механизмов и металлических конструкций, в которых указанные
нагрузки вызывают большое число циклов изменения напряжений, рассчиты-
ваются на выносливость (усталость). Определение этих деталей приведено
в п. 7 настоящей главы. Остальные детали для этого случая нагрузки не рас-
считываются.
Расчет деталей на выносливость при действии переменных нагрузок (веса
поднимаемого груза, ветра, сил инерции и т. п.) следует производить не по
максимальной их величине, а по среднему эквивалентному значению. Опреде-
ление эквивалентных нагрузок приведено в п. 8 настоящей главы.
2-й расчетный случай — максимальные нагрузки рабочего
состояния. Это нагрузки, возникающие в наиболее тяжелых условиях при
работе с максимальным грузом.
Максимальные нагрузки при работе крана могут иметь место при возра-
стании статических сопротивлений, резких пусках и торможениях механиз-
мов, максимальной силе ветра рабочего состояния, неблагоприятном состоя-
нии подкранового пути, максимальном крене и т. п.
Эти нагрузки действуют редко и не вызывают большого числа циклов
изменения напряжений, поэтому по ним производится расчет только на проч-
ность.
Величины максимальных нагрузок часто определяются внешними усло-
виями, например буксованием ходовых колес, проскальзыванием муфт пре-
дельного момента, срабатыванием электрической защиты и т. п.
3-й расчетный случай — максимальные нагрузки нерабочего
состояния. Это нагрузки, вызываемые собственным весом крана и ветром
нерабочего состояния (ураганным ветром).
По этим нагрузкам производится проверка деталей на прочность. Для
доковых кранов учитывается крен и качка.
Кроме указанных трех случаев, могут иметь место случаи действия спе-
циальных нагрузок, например от снега и обледенения, от изменения темпера-
туры (для конструкций, статически неопределимых в отношении опорных реак-
ций), нагрузок при перевозке на различных видах транспорта, монтажных
нагрузок, сейсмических и т. п.
5. Весовые и ветровые нагрузки
Весовые нагрузки. Эти нагрузки складываются из переменных нагрузок—
от веса поднимаемого груза и постоянных — от веса грузозахватных приспо-
соблений (блочные подвески, крюки, грейферы и т. п.) и элементов самого
крана.
Необходимо иметь в виду, что вес полезного груза по отношению к соб-
ственному весу портального крана грузоподъемностью от 3 до 75 tn составляет
всего лишь 5—12%. Таким образом, собственный вес элементов крана является
одной из основных нагрузок, которые должны быть учтены при расч^е.
Для ориентировочной оценки этого веса при предварительных расчетах
в табл. 9 приведены данные о весе узлов портальных кранов завода ПТО
им. Кирова.
Ветровые нагрузки. Для портальных кранов ветровые нагрузки так же,
как и весовые, играют весьма существенную роль при расчетах механизмов и
металлических конструкций. Так, например, для механизмов передвижения и
поворота сопротивление ветра часто составляет 70—80% от всех сопротивлений
передвижению.
Расчетное давление ветра на 1 м2 площади крана согласно ГОСТ 1451—42
определяется по формуле
pe = kq кГ]м\ (4)
2 Портальные краны 33
Таблица 9
Вес узлов портальных кранов завода ПТО им. Кирова
Грузоподъемность, 71) 3 5 10 15 15/10/7,5 | 25 75/504-10
Наибольший вылет, м 25 30 30 30 22/32/45 | 35 20/304-33
Ширина колеи портала, м 10,5 10,5 10,5 10,5 10 | Ю.5 10
Тип укосины Стрела с урА- нительным полиспастом С криволиней- ным хоботом и гибкой оттяж- кой С прямолиней- ным хоботом и гибкой оттяж- кой С прямоли- нейным хо- ботом и жесткой оттяжкой
Общий вид крана Фиг. 5 Фиг. 4 Фиг. 10 |фиг. 11 Фиг. 12
Наименование узла Вес, Т
Портал Механизм передвижения Колонна Каркас Опорно-поворотное устройство Поворотная рама Стрела Хобот Оттяжка хобота Коромысло Механизм подъема Механизм поворота Механизм изменения вылета Кабина машинная Кабина управления Кабина механизма изменения вылета Крюковая подвеска Подвижной противовес Неподвижный противовес Общий вес крана с крюковой подвеской *) Обозначение грузоподъемности др< в зависимости от вылета, допустимая ве/ например 22/32/45. Грузоподъемность, пока главного и вспомогательного. 2) Общий вес механизмов главного 3) Для грейферных кранов с ширин 19,8 6,3 9,8 6,1 5,45 4,5 3,4 2,1 2,4 2,25 1,3 0,3 4,7 0 75 □бью, н< шчина в 1занная : и ВСПОИ! ой коле 21,9 8 13,4 6,45 6,54 6,7 6,8” 2,1 2,5 2,65 1,3 0,34 5,7 0 94” шример юторогс в виде с; эгательн и порта 36,9 15,2 12,3 3,9 13,3 9,2 3,25 0,8 9,5 13,3” 3,55 6,05 5,15 1,3 0,5 0,52 14,6 6,5 170” 15/10/7 • Для да, уммы, о( гого под ла 10,5 40,5 15,2 14,5 3,9 13,5 11,5 3,9 0,8 10,4 15,5” 3,7 6,05 5,15 1,3 0,5 0,6 18,5 19 205” г,5, пок иного гр эозначае ъема. м. 44,6 15,2 15 3,9 17,5 15,5 4,5 1,0 10,6 10,2 3,4 6,4 5,15 1,3 0,5 0,8 44,5 2 220 азывает, >уза так? т налит 60 39,1 40 20,5 16,6 5,8 0,9 9,3 21” 8,4 12,8 6,35 1,3 1,50 24 13 300” что он ке указа ie двух 1 212,3 126,5 48 16,5 45,4 29,4 21,2 9,8 6,5 30,3” 10,3 21,4 12,5 3,2 2,19 4,5 35 35,6 671 а меняется 1на дробью, подъемов —
где q — расчетный напор ветра, кГ/м2 (табл. 10);
k — аэродинамический коэффициент, зависящий от геометрической формы
частей крана, подверженных действию ветра (табл. 11 и 12).
В ГОСТ 1451—42 при определении давления ветра рабочего состояния для элементов лю-
бой геометрической формы величины рв даны только в зависимости от места установки кра-
нов. При расчете устойчивости и прочности для портовых и плавучих кранов рв = 40 кПя?,
для всех остальных рв = 25 кГ/м2\ при расчете мощности электродвигателей величина рв
34
Таблица IQ
Расчетные напоры ветра q (кГ/м2) для портальных кранов
Рабочее состояние независимо от высоты над уровнем земли (воды) Нерабочее состояние при высоте над уровнем земли (воды), м
Расчет мощ- ности электро- двигателей | Расчет устой- I чивости | и прочности 0-20 20—40 40-60 60-80 80—100 Свыше 100
18 28,5 100 110 130 150 170 180
Таблица 11
Аэродинамические коэффициенты k для различных конструкций |12]
Наименование конструкций | 1
Клепанные и сварные фермы и балки из прямоугольных профилей и листов 1,4
Коробчатые сварные балки и колонны при отсутствии выступающих кромок листов, кабины, противовесы 1,2
Канаты, оттяжки трубы и тому подобные элементы диаметром до 200 мм 1,2П
Трубы диаметром от 200 до 500 мм 0,9”
Трубы диаметром свыше 500 мм 0,7” <)Ь.
*) Ориентировочные значения только для предварительных расчетов. При точных расчетах конструкций из труб следует пользоваться данными табл. 12. 1
Таблица 12
Аэродинамические коэффициенты k для конструкций из труб
qd2, кГ 1,0 1,1 1,2 1,3 1,4 ^1,5
k 1,2 1,1 1,0 0,9 0,8 0,7
q — расчетный ветровой напор, кГ}м?', d — диаметр трубы, м
составит соответственно 25 и 15 кПм\ что соответствует величине аэродинамического коэф-
фициента k = 1,4.
По данным более поздних исследований \ рекомендуется при вычислении давления
ветра рабочего и нерабочего состояния на конструкции из труб пользоваться формулой (4)
и данными табл. 10—12.
Величины напоров в табл. 10 взяты из ГОСТ 1451—42 для портовых и плавучих кранов,
к которым следует отаосить все портальные краны, учитывая возможные их перестановки
с одного места работы на другое.
Ветровые напоры 18 и 28,5 кГ!м2 в табл. 10 получены из формулы (4) путем деления
давления ветра рв = 25 кГ!м2 и рв = 40 кГ!м* (из ГОСТ 1451—42) на аэродинамический
коэффициент k = 1,4.
Для доковых кранов, работающих в открытом море, расчетные давления
ветра должны выбираться в зависимости от возможных условий работы, но
должны быть приняты не менее указанных выше.
1 Г. А. Савицкий. Основы расчета радиомачт. М., Связьиздат, 1953.
2-
35
При расчете этих кранов по 3-му случаю при транспортировании открытым
Морем рекомендуется принимать расчетное давление ветра рв — 200 кГ/м2 по
всей высоте крана.
Для случая, когда задана скорость ветра или число баллов по шкале
Бофорта, расчетный напор q в формуле (4) может быть определен из зависи-
мости
<7=^ кГ/м', (5)
где v — наибольшая скорость ветра, м/сек (при шквале).
Зависимость между числом баллов и скоростью ветра приведена в табл. 13.
Таблица 13
Зависимость между числом баллов и скоростью ветра (при шквале)
на высоте 6 ж над поверхностью моря
Число баллов ' °! 1 2 1 3 4 5 6 17 8 1 ’ 10 п 12 i
Скорость ветра ! при шквале, м сек 1 ! 3,2 6,2 9,6 13,6 17,8 1 22,21 23,6 31,6 36,7 42 47,5 53
Примечание. Следует отметить, что обычно в литературе приводятся средние
скорости ветра, которые в 1,6—1,9 раза меньше, чем при шквалах, соответствующих состоя-
нию ветра для данного балла.
Расчетная подветренная площадь крана или его части определяется со-
гласно указаниям ГОСТ 1451—42.
Расчетная подветренная площадь груза, если его размеры заранее неиз-
вестны, может быть принята по данным табл. 14.
Силы инерции. Силы инерции, действующие на кран, можно подразделить
на следующие группы:
а) силы инерции, вызываемые пусками и торможениями механизмов;
б) центробежные силы инерции;
в) силы инерции, вызываемые неравномерным движением звеньев стрело-
вого устройства при установившейся скорости механизма изменения вылета;
обычно эти силы настолько малы, что ими можно пренебречь;
г) силы инерции, вызываемые качкой [61].
Динамические нагрузки. Вследствие упругости деталей механизмов и
металлических конструкций под действием пусковых, тормозных и инерцион-
ных сил возникают упругие колебания, которые становятся тем больше, чем
короче время развития этих сил. Упругие колебания возникают также От
ударного приложения сил, например, при подъеме груза с земли с подхватом,
вследствие зазоров в механизмах, слабины стропов и т. гь
Влияние быстрого или ударного приложения сил и возникающих от этого
упругих колебаний учитывается введением в расчет динамических коэффици-
ентов.
36
При определении этих коэффициентов для расчета деталей механизма
массы последнего приводятся к двум массам, соединенным между собой упру-
гим звеном, представляющим собой рассчитываемую деталь (двухмассовая
схема).
При определении динамических коэффициентов для расчета металлических
конструкций массы последних приводятся к одной массе, сосредоточенной
в точке подвеса груза, к которой приводится жесткость всей конструкции (одно-
массовая схема).
При таком расчете динамические коэффициенты для различных звеньев
механизмов будут различными, а все элементы металлической конструкции
будут иметь один динамический коэффициент.
Экспериментальные исследования динамических процессов в механизмах
и металлических конструкциях подтверждают правильность изложенного.
Приведение механизмов к двухмассовым схемам. Как указано выше, при
приведении механизмов к двухмассовым схемам рассчитываемый вал рассмат-
ривают как невесомое упругое звено с приведенной жесткостью с с расположен-
ными по концам двумя массами, имеющими моменты инерции J\ и /ц, где Ji —
приведенный момент инерции масс звеньев механизма от первого звена (якоря
двигателя) до рассчитываемого вала х, определяемый для случая пуска всех
механизмор по формуле
k—x
Ji = Jkik^k, (б)
Л=1
Jn— приведенный момент инерции масс звеньев механизма от рассчитываемого
вала х др последнего звена п (груз в механизмах подъема и изменения
вылета, крэн с грузом в механизмах передвижения и поворотная часть
крана с грузом в механизмах поворота).
/п при пуске определяется по формулам:
для механизмов подъема и изменения вылета
J'.'='T'‘T5r+9lS? <7>
k=x
для механизма передвижения
/ — V j 1 4-91 у2 •
1 Jb ip,k 4 yl gn^k ’ (7а>
k=x
для механизма поворота
<7б>
k=x
В этих формулах:
Jk — момент инерции приводимой массы относительно ее оси вращения
Л и — передаточное число и к. п. д. передач между рассчитываемым
валом х и приводимой массой k;
Q — вес груза и грузозахватных приспособлений;
GK — вес крана;
v — скорость поступательно движущихся масс (для механизма подъема —
скорость подъема груза, для механизма изменения вылета—скорость
горизонтального перемещения груза при изменении вылета, для меха-
низма передвижения — скорость передвижения крана);
пх — число оборотов в минуту рассчитываемого вала х;
g — ускорение силы тяжести.
При определении Ji и для случая торможения механизмов к. п. д.
« формуле (6) переносится в знаменатель, а в формулах (7) — в числитель.
37
При вычислении моментов инерции Ji и Jn для упрощения расчета можно
считать, что приведенные моменты инерции вращающихся масс механизма,
находящихся на промежуточных валах (зубчатые колеса, муфты, барабаны,
ходовые колеса) составляют 10—15% приведенного момента инерции масс,
находящихся на моторном валу (якорь двигателя, тормозная муфта).
К массе с моментом инерции Ji условно прикладывается пусковой момент Мп
или тормозной момент Мт, а к массе с моментом инерции Jn— момент статиче-
ских сопротивлений Мст.
При расчете приведенной угловой жесткости с звеньев механизма подъема
в расчет может быть введена только жесткость подъемных канатов.
Жесткости валов несоизмеримо велики по сравнению с жесткостью кана-
тов и поэтому в расчет не вводятся.
Приведенная угловая жесткость подъемного каната определяется из соот-
ношения
1 1.1 с'с" /о.
— = —+ — или с=—(8)
с с 1 с с с ’ ' ’
где d — составляющая, учитывающая упругое удлинение каната;
dr — составляющая, учитывающая изменение длины канатают изменения
его провисания на наклонных и горизонтальных участках.
Эти составляющие могут быть найдены по формулам1
c = кГ(8a)
кГсм/рад’
где EK — модуль упругости каната. Для канатов с органическим сердечником
принимают Ек = (1,1—1,3) 106 кПсм2;
FK — площадь поперечного сечения проволок в канате, см2;
D — диаметр барабана, см;
SZ— суммарная длина каната, включая ветви, образующие грузовой и
уравнительный полиспасты, см;
Ъ1Н — сумма длин наклонно и горизонтально расположенных канатов, см;
i — передаточное число между барабаном и рассчитываемым валом,
к которому производится приведение жесткости;
q — вес единицы длины каната, кПсм;
S — натяжение каната под действием полного груза, кГ;
So — первоначальное натяжение каната, вызванное весом подвески
у крюковых кранов или весом цепей у грейферных кранов, кГ.
Если So >5 0,1 S, то провисание канатов на наклонных участках настолько
мало, что можно считать с" —>ос и с = с'.
При применении сдвоенных полиспастов вычисляют приведенную жест-
кость канатов одной половины полиспаста (от барабана до уравнительного
блока). Общая приведенная жесткость всех канатов с будет равна удвоенной
вычисленной жесткости.
Определение динамических коэффициентов и динамических нагрузок.
Динамические моменты, действующие на валах механизмов подъе-
м а получают путем умножения статических моментов Мст, вызванных весом
поднимаемого груза, на динамический коэффициент £ц, наибольшее значение
которого по 2-му случаю нагрузок для рассмотренной выше двухмассовой схемы
определяется по формулам [291:
при подъеме висящего на канатах груза в момент пуска
1 В этих формулах для их упрощения не введены к. п. д., которые в механизмах подъема
портальных кранов близки к единице и мало влияют на результаты расчета.
38
где Мп — пусковой момент двигателя, приведенный к рассчитываемому валу.
Для короткозамкнутых двигателей трехфазного тока Мп прини-
мается по каталогу двигателей, для двигателей с реостатным пу-
ском, имея в виду кратковременность действия максимальных мо-
ментов, за расчетный пусковой момент условно принимается сред-
ний пусковой момент (для асинхронных двигателей трехфазного
тока и для двигателей постоянного тока с переменным возбужде-
нием 1,6 и для двигателей с последовательным возбуждением 1,8
номинального момента);
Мпт — статический момент, действующий на рассчитываемом валу;
при торможении опускающегося груза
Еп = 1 + 2 (10)
J [ -f- J п
где Mm — тормозной момент, приведенный к рассчитываемому валу;
при подъеме груза с земли при наличии слабины стропов или цепей (подъем
с подхватом х)
ь=1-ь (Н)
Где (оо — угловая скорость рассчитываемого вала в момент отрыва груза от
земли;
с — приведенная угловая жесткость канатов [см. формулу (8)].
В конце настоящего параграфа приведен пример расчета динамических
коэффициентов механизма подъема. Для предварительных расчетов можно
пользоваться данными табл. 15, где приведены примерные значения коэффи-
циента £ц для случая подъема груза с земли с подхватом.
Таблица 15
Примерные значения динамических коэффициентов для предварительных
расчетов механизмов подъема портальных кранов по 2-му случаю нагрузки
Рассчитываемый участок механизма При режимах работы
Л 1 с 1 т 1 ВТ
От двигателя до тормоза 2
От тормоза до первой зубчатой передачи1’ 1,4 1,8
Остальные валы и передачи до подвески включительно 1,1 1,2 I-4 1.6
*> При расположении тормоза между двигателем и редуктором.
При уточненных расчетах рекомендуется вычислять коэффициенты £ц
для двух случаев: при торможении опускающегося груза и при подъеме груза
с подхватом и выбирать наибольшее полученное значение.
Величина статического момента механизмов передвижения, по-
ворота и изменения вылета переменна и часто составляет лишь
небольшую часть общего момента, возникающего при пуске или торможении.
В связи с этим определять динамические нагрузки так, как указано выше,
нерационально.
Для этих механизмов динамические моменты на валах определяют путем
умножения моментов, возникающих при пусках и торможениях механизмов,
на динамический коэффициент определяемый по формуле [21]
___________ £и = 1 +kykH, (12)
1 Эта формула приближенная, основанная на предположении, что Jj значительно
больше Jn, что справедливо для механизмов подъема. Числовые значения вычисленные
по этой формуле, получаются несколько меньше, чем при точном расчете [29].
39
где ky — коэффициент, учитывающий упругость звеньев механизма;
kH — коэффициент нарастания нагрузки. Можно считать, что пусковые
и тормозные моменты прикладываются мгновенно. В этом случае
kH = I1.
Если рассчитываемый вал не был перед началом пуска (торможения) нагру-
жен моментом, то
В случае предварительно нагруженного вала
А -- А" - 1 _
Ку -Ку -- 1 .
Величину момента Мх можно определить из условия
Мх=(Мп(т} zp Мст) ±
(14)
(15)
где Мп(ГТЦ —пусковой (тормозной) момент, приведенный к рассчитываемому
валу х\
Мст —момент статических сопротивлений на том же валу;
J[ и Ju — приведенные моменты инерции [теже, что в формулах (6) и (7)].
Фиг. 21. Схемы механизма поворота с фрикционной муфтойФ
предельного момента: а— кинематическая схема; б — двух-
массовая схема для случая, когда момент, действующий в
муфте, меньше ее предельного момента; в — двухмассовая
схема для случая срабатывания предельной муфты.
Верхние знаки в формуле относятся к случаю, когда статический момент
препятствует пуску (торможению), нижние — если способствует.
В формулах (12)—(14) не учтено влияние зазоров в механизмах. Возникаю-
щие при выбирании этих зазоров ударные нагрузки могут повышать расчетные
(безударные) нагрузки на 30—40% [29, 31].
1 Подробнее см. 121] и 161].
40
Для снижения ударных нагрузок рекомендуется применение предпусковых
ступеней у контроллеров, тормозов с плавным нарастанием тормозного момента
и введение упругих звеньев в механизмы.
Большинство механизмов поворота портальных кранов снабжают фрик-
ционными муфтами предельного момента, предохраняющими механизмы и
металлические конструкции от случайных перегрузок (фиг. 21).
Если в процессе работы моменты, передаваемые муфтой, не превышают
ее предельного момента Мпр, то механизм может рассчитываться по двухмас-
совой схеме (фиг. 21, б) с учетом всех приведенных масс от до J1 (масса пово-
ротной части крана с грузом включительно). Если же моменты, передаваемые
муфтой, превышают ее предельный момент Млэ, то из-за проскальзывания муф-
ты механизм также должен рассчитываться по двухмассовой схеме (фиг. 21, в),
но с учетом только тех масс, которые находятся между двигателем и муфтой.
В целях упрощения обычно ограничиваются расчетом звеньев механизма, рас-
положенных ^ежду тормозом и приводной шестерней (звездочкой) по увели-
ченному на 20% моменту муфты /Ил,. Валы, расположенные между тормозом
и двигателем, вследствие значительного влияния масс якоря двигателя и тор-
мозной муфты следует рассчитывать по вы-
шеуказанной двухмассовой схеме (фиг. 21, в).
В ряде механизмов передвижения роль
проскальзывающей муфты исполняют буксую-
щие при пуске или скользящие при торможе-
нии приводные колеса. Расчет этих механиз-
мов должен производиться так же, как и
механизмов поворота, снабженных фрикцион-
ной муфтой. Для валов, расположенных между
тормозом и приводными колесами, макси-
мальную возможную нагрузку приближенно
можно считать как нагрузку от буксования,
т. е. вести расчет по моменту от сил сцепле-
ния приводных колес с рельсами.
Д л.я металлических конст-
рукций, при расчете их по 2-му случаю,
динамические нагрузки, вызванные работой
Фиг. 22. Горизонтальная сила Т
при отклонении грузовых канатов
от вертикали.
механизма подъема получают путем умножения веса поднимаемого груза
на динамический коэффициент фц. Обычно этот коэффициент имеет наиболь-
шее значение при подъеме груза с земли с подхватом при полной скорости
механизма.
Определение коэффициента фц рассмотрено в п. 2 третьей части.
Динамические нагрузки на металлические конструкции при пусках и
торможениях механизмов поворота, изменения вылета и передвижения, при
правильно выбранных двигателях и тормозах, не вызывают резких колебаний.
Поэтому эти нагрузки можно определять как силы инерции, вычисленные
исходя из заданного времени пуска или торможения без введения каких-либо
динамических коэффициентов.
Раскачивание груза. При работе крана происходит раскачивание груза,
вызывающее отклонение подъемных канатов от вертикали, которое необходимо
учитывать при расчете.
В результате этого отклонения появляется горизонтальная составляющая
Т натяжения S подъемных канатов, приложенная к концу хобота или стрелы
(фиг. 22),
T = Qtga, (16)
где Q — вес груза и грузозахватных устройств;
a — угол отклонения канатов от вертикали.
Отклонение канатов от вертикали происходит при пусках и торможениях
механизмов поворота, изменения вылета и передвижения, а также от давления
ветра на'груз и центробежной силы.
41
Наиболее сильное раскачивание груза происходит при пусках и тормо-
жениях механизма поворота.
При мгновенном приложении пускового или тормозного момента
tg«=2-i,
где / — горизонтальное ускорение конца хобота или стрелы;
g — ускорение силы тяжести.
Вследствие медленного затухания колебаний груза, висящего на канатах,
и неизменности направления плоскости колебаний амплитуды последних,
вызванные ускорениями в одной плоскости, после поворота крана на 90°
могут складываться с амплитудами колебаний, вызванных ускорениями в пер-
пендикулярной плоскости. Кроме того, повторные пуски и торможения также
могут способствовать сложению и увеличению амплитуд колебаний [21].
Наибольший угол отклонения канатов с грузом от вертикали при расчете
по 2-му случаю нагрузки обычно определяется из условия
tga„ = r- + ^ + r° + \ (17)
где Тг и Т2 — горизонтальные силы инерции груза при пуске (торможении)
механизмов поворота и изменения вылета;
Т3 — центробежная сила груза;
Рв — давление ветра на груз.
Для предварительного определения угла ац можно также пользоваться
формулой, предложенной А. И. Дукельским,
tgaii^0,05yb
где vt —окружная скорость конца хобота (стрелы) при вращении крана, м/сек.
Для расчетов по 1-му случаю нагрузок принимается меньший угол
aj = (0,3 — 0,4) ап. (18)
Для расчета мощности двигателей механизмов изменения вылета условно
принимается еще меньший угол •
ао = (О,25 —0,30)хп. (19)
При расчетах по 2-му случаю нагрузки следует определять усилия для
следующих сочетаний отклонений канатов в плоскости стрелы и в плоскости,
перпендикулярной ей:
Сочетание В плоскости В перпендикулярной
стрелы плоскости
1-е а' = ап а" = 0
2-е а' = 0,7ап а” = 0,7ап
3-е а' = 0 а” = ап
Таблица 16
Расчетные углы а0, а, и ап для портальных кранов по данным завода
ПТО им. Кирова
Грузо- подъем- ность. Т Вылет, м Скорости механизмов “0 для расче- та мощ- ности дви- гателей ме- ханизмов изменения вылета “I 1-й случай нагрузки «II 2-й случай нагрузки
поворота, об/мин. изменения вылета, м/мин
в пло- скости стрелы в перпен- дикулярной плоскости в пло- скости стрелы в перпен- дикуляр- ной плоскости
3 5 25 30 2,0 1,75 60 55 }40 5° 6° 12° 14°
10 15 30 30 1,44 1,44 52,6 43,2 | 3° 4° 5° 10° 12°
42
6)
В табл. 16 приведены углы ан, си и а0, которые применяются при расчетах
портальных кранов заводом ПТО им. Кирова.
Пример определения динамических коэффициентов механизма подъема.
В качестве примера определим динамические коэффициенты механизма подъема
портального крана грузоподъемностью 3 Т (фиг. 23, а).
Вес подвески 0,4 Т; общий вес поднимаемого груза Q = 3400 кГ; скорость
подъема груза v = 1,22 м!сек\ диаметр барабана (по осям канатов) D =
= 0,8175 м\ передаточное число редуктора ip = 20,78; к. п. д. редуктора т]7 =
= 0,96; общий к. п. д. барабана и блоков
= 0,92; общий к. п. д. механизма т] =
= = 0,96 0,92 = 0,885.
Электродвигатель МТВ 612—10; N =
= 60 квпг\ п = 578 об/мин. при 25% ПВ; ма-
ховой момент якоря GD'i = 21 кГм2.
Момент инерции якоря
GDI 21
Ji = — 479^1 — 0,535 кГм сек2.
Тормоз с гидротолкателем типа ТКТГ-
400; момент тормоза 714т = 150 кГм\ махо-
вой момент тормозной муфты GD'-M = 5 кГм2.
Момент инерции тормозной муфты
А=^= 47^8Г=°>128 кГмсек*.
Канат диаметром dK — 17,5 мм\ пло-
щадь поперечного сечения FK = 1,23 см2\ мо-
дуль упругости Ек = 1,2-10® кПсм2\ об-
щая длина каната от барабана до подвески
(при положении груза на уровне подкрано-
вых рельсов) SZ = 7000 см.
Рассмотрим три вала механизма (фиг.
Фиг. 23. Схемы механизма подъема
портального крана грузоподъемностью
ЗТ: а — кинематическая схема; б —
двухмассовая схема.
23, а): вал а —двигателя, вал b —быстроходный редуктора и вал d — тихо-
ходный редуктора.
Числа оборотов и угловые скорости:
валов а и b
fh = п = 578 об/мин.;
вала d
пгц 3,14-578 nn a 11
“=^0=^0—=60’67сек-;
n3 = у = = 27,8 об/мин.;
COj 60,6 Г» П 1 If
O)3 — т~~ WtT — 2,9 /сек-
Находим средний пусковой момент двигателя из условия
М„ = 1= 1,6 • 975 = 1,6 • 975 = 161 кГм,
где Мн — номинальный момент двигателя [см. пояснения к формуле (9)].
Средний пусковой момент двигателя, приведенный к валам с, b и d
Mna = Mnb = Mn= 161 кГм\
Mnd = Mni7]p= 161 -20,78-0,96 = 3200 кГм.
Моменты тормоза, приведенные к валам b и d (вал а при торможении не
рассматривается, так как он не нагружен статическим моментом),
Мть = Мт = 150 кГм\
Mmd = Mmivp = 150 • 20,78 • 0,96 = 3000 кГм.
43
Статические моменты на валах а, b и d при пуске
лл QD 3400-0,8175 г
^ста Mcmb 2bj 2 • 20,78 • 0,885 76 кГм,
QD 3400 0,8175 1С1П г
Mcmd = ^ = 2.0^2 =1510 кГм.
Статические моменты при торможении определяются по тем же формулам,
но к. п. д. переносятся из знаменателей в числители
= кГм и 7Wcmrf=128O кГм.
Рассматривая каждый из валов а, b и d как упругое звено двухмассовой
системы (фиг. 23, б), определим для этих систем приведенные моменты инерции
Ji и /л и приведенные жесткости с.
Для упрощения расчетов примем, что момент инерции зубчатых передач
редуктора, приведенный к его быстроходному валу, составляет 0,1 суммы
моментов инерции якоря двигателя и тормозной муфты. Приведенный момент
инерции барабана ввиду его сравнительной малости не учитываем.
По формулам (6) и (7) находим:
при пуске для двухмассовой системы вала а
J\a= = Ji = 0,535 кГм сек2;
-1-91 ^- = 0,128 + 0,1 (0,535 + 0,128) +
. 3400-1,22s - *
+ 91 9,81 - 578s • 0,885 — °’354 кГм СвК ’
при пуске для двухмассовой системы вала b
Jlb = -|- /2 = 0 535 —0,128 = 0,663 кГм сек*;
Jn „ = 0,1 (J, + + 91 = 0,1 (0,535 — 0,128) -I-
. 3400-1,22-’ л one г 2
+ 91 9,81 578s • 0,885 — 0,226 кГм С6К ’
при пуске для двухмассовой системы вала d
Jid = [Л + Ji “h 0,1 (Ji J2)] i'27]p= 1,1 (Ji -j- J2) 1^ =
= 1,1 (0,535 + 0,128) 20, 782 0,96 = 303 кГм сек*;
j ni Qv* m 3400-1,22“’ r
Ju d ~ 91 gnffi6 9 9,81 - 47,8s - 0,92 71 кГм C6K '
Эти же приведенные моменты инерции для случая торможения механизма
вычисляем по тем же формулам, но к.п.д. переносим из числителей в знаменатели,
а из знаменателей в числители [см. пояснения к формулам (6) и (7)1.
Д6 = 0,663 кГм сек2; Jub = O,lQ\ кГм сек2;
j;d = 330 кГм сек*; J'lI(/ = 60 кГм сек2.
Жесткость подъемного каната, приведенная к валам найдется по формулам
(8) и (8а).
Учитывая, что вес подвески составляет более 10% от веса груза, полагаем
с" -> со [см. пояснения к формуле (8)1 и, соответственно,
EKFKD2 1,2-10е-1,23-81,75-’ ооп г . л 00 г / л
са — сь — са — 4.20,782 • 7000 — 820 кГсмрад — 8,2 кГм[рад.
44
Динамические коэффициенты для вала b определяются:
при подъеме висящего на канатах груза в момент пуска по формуле (9)
Mn-Mrmb Jub 1 I о 161—76 0,226
Mcmb hb+JUb 76 0,663 4-0,226
1,57;
п£и торможении опускающегося груза по формуле (10)
— 1 I 9Mrnb~ Mcmb JVb 1 , 9 150 —60 0,191
" М’сть Л„+А'14 “Г 60 0,663 + 0,191
при подъеме с подхватом при полной скорости механизма в момент отрыва
груза от земли по формуле (11)
= 1 + лГ4- = 1 + /8,2-0,226 = 2,08.
lv'cmb '°
Аналогично вычисляют динамические коэффициенты для валов а и d.
Результаты вычислений сведены в табл. 17.
Таблица 17
Динамические коэффициенты для механизма подъема портального крана
грузоподъемностью 3 Т (фиг. 23)
Расчетный случай Вал а Вал b j Вал d
Подъем висящего на канатах груза в момент пуска 1,89 1,57 1,42
Торможение спускающегося груза — 1,67 1,41
Подъем груза с подхватом при полной ско- рости механизма в момент отрыва груза от земли 2,35 2,08 1,96
7. Определение деталей и элементов крана, подлежащих расчету на
выносливость
Как*было указано выше, расчету на выносливость под действием нагрузок
1-го случая подлежат те детали механизмов и элементы металлических кон-
струкций, которые подвергаются действию такого числа циклов переменных
напряжений, при котором могут появиться усталостные разрушения (трещины).
Если это число циклов N превышает базовое число No, соответствующее
началу горизонтального участка кривой Вёлера (точка В на фиг. 24), то расчет
следует производить по длительному пределу выносливости. Если N меньше
Nq, но больше Nj (точка А на фиг. 24), то расчет следует производить по огра-
ниченному пределу выносливости. Если N меньше Л\, то расчет на выносли-
вость не нужен.
Значения базового числа циклов No приведены в табл. 26. Величина
зависит от предела текучести детали, концентрации напряжений в ней, качества
материала и колеблется в весьма широких пределах. Ориентировочно можно
считать = 100 000 циклов.
Из сказанного следует, что для каждой детали механизма и каждого эле-
мента металлической конструкции следует вычислить число циклов изменения
напряжений за весь срок ее службы, величину и характер изменения напря-
жений.
Одно приложение нагрузки обычно вызывает несколько убывающих по
амплитуде циклов изменения напряжений вследствие упругих колебаний
в детали. Однако эти колебания затухают настолько быстро, что практически
влиянием последующих колебаний обычно пренебрегают\
1 Кроме того, упругие колебания происходят при большем коэффициенте асимметрии
цикла.
45
Если принять срок службы детали L лет, число часов работы крана в год
tK, продолжительность включения механизма ПВ% и число включений меха-
низма в час т, то число циклов N изменения напряжений за время установив-
шегося движения можно определить по следующим формулам.
Для вращающихся деталей, испытывающих один цикл изменения напря-
жений за 1 оборот (валы, несущие на себе зубчатые или ходовые колеса, вра-
щающиеся оси, зубья зубчатых колес, червяки, червячные венцы, звездочки,
зубчатые муфты при перекосе геометрической оси и т. п.),
N = LtK рофбОп циклов, (20)
где п — число оборотов вала в минуту.
Для деталей, испытывающих один цикл изменения напряжений на протя-
жении одного цикла работы крана 1 (крюки, крюковые траверсы, оси канатных
Фиг. 24. Усталостная кривая
Вёлера.
блоков, валы механизма подъема, работающие
только на кручение, вертикальные фермы и
балки, воспринимающие нагрузку от веса под-
нятого груза, и т. п.),
TV = Ltк y циклов. (21)
Для деталей, испытывающих один цикл
изменения напряжений при каждом включении
механизма 1 2 (валы механизмов поворота и пе-
редвижения, работающие только на кручение,
горизонтальные фермы стрел и хоботов при
работе механизма поворота),
N = LtKm циклов. (22)
Задаваясь величинами L, tk, ПВ и т можно приближенно определить
число циклов изменения напряжений' в любой детали.
Завод ПТО им. Кирова принимает сроки L службы деталей механизмов
и металлических конструкций по данным табл. 18, а продолжительность вклю-
чения (ПВ) и среднее число включений в час т по данным табл. 19. Количество
часов работы крана в год можно вычислить по данным табл. 5, где ориенти-
ровочно дано количество рабочих дней в году и рабочих часов в сутки.
Таблица 18
Рекомендуемые сроки службы деталей
и конструкций кранов
Наименование деталей (элементов) Режим работы
л 1 с 1 т ВТ
Детали меха- низмов: L, лет
неизнаши- вающиеся 30 20 15 10
изнашиваю- щиеся 15 10 7,5 5
Металлокон- струкции 50 30 25 20
А, час.
Подшипники качения 1000 4000 8000 16 000
Таблица 19
Продолжительность включения (ПВ)
и число включений в час в зависимости
от режима работы
Режим работы пв% т
Л 15 30
С 25 60
т 40 120
ВТ 60 240
1 Предполагается четыре включения за один цикл работы крана: подъем с грузом,
опускание с грузом, подъем без груза, опускание без груза.
2 Симметричный цикл — пуск и торможение.
46
Пользуясь указанными данными, можно составить примерный перечень
деталей механизмов, которые необходимо рассчитывать на выносливость
(табл. 20).
При пользовании последней та-
блицей следует иметь в виду, что для
некоторых деталей, например для
стандартных крюков, проволочных
канатов, расчет должен производить-
ся согласно требованиям соответст-
вующих ГОСТ и Правил Госгортех-
надзора только на прочность.
Кроме того, такие детали, как
шпонки, шлицы, стенки канатных
барабанов по характеру их работы,
независимо от числа нагружений, рас-
считываются только на прочность
(см. гл. I второй части).
Наблюдения за работой металли-
ческих конструкций показывают, что
усталостные трещины возникают толь-
ко у кранов, имеющих тяжелый и
весьма тяжелый режимы работы, в
тех элементах, где имеют место рас-
тягивающие напряжения. Поэтому
для этих режимов и следует произво-
дить расчет указанных элементов
металлических конструкций на вы-
носливость.
Элементы металлических конст-
рукций, работающие исключительно
в области сжимающих напряжений,
независимо от числа циклов измене-
ния напряжений рассчитываются
только на прочность.
Таблица 20
Примерный перечень деталей
механизмов портальных кранов,
подлежащих расчету на выносливость
Наименование деталей
Режимы рабо-
ты, при кото-
рых необходим
расчет на
выносливость
Детали, участвующие во
вращении:
зубчатые колеса, валы,
вращающиеся оси,чер-
вяки, червячные вен-
цы, звездочки, муфты
Детали, не участвующие
во вращении:
крюки, крюковые тра-
версы, оси канатных
блоков, детали подве-
сок
оси балансиров ходовой
части, оси шарниров
стрелового устройства,
цевки цевочных бара-
банов
Лп,С,ТиВТ
Т и ВТ
С, Т и ВТ
*) Исключение составляют детали, делаю-
щие менее 5 об/мин., которые достаточно рас-
считывать только на прочность.
8. Определение эквивалентных нагрузок для расчета на выносливость
Эквивалентная нагрузка Q3, действие которой при расчете на выносливость
равноценно суммарному действию переменных нагрузок, определяется по фор-
муле
Q,=<2.+ + ®ГЛМ I (23)
где Nlt N2, ..., Nn — число нагружений рассчитываемой детали нагрузками
Qi, Фг» •••> Qn. (расположены в убывающем порядке);
N — общее число нагружений (циклов) (см. п. 7 настоящей
главы);
т —показатель степени кривой Вёлера (фиг. 24) (принимается
по табл. 26).
Расчет по формуле (23) производится только в том случае, когда число
циклов при действии наибольшей нагрузки меньше базового числа
циклов No. В противном случае эквивалентной нагрузкой является нагрузка Qv
При расчете на контактную прочность ходовых колес, зубчатых колес
и подшипников качения, чтобы учесть износ, в расчет условно вводятся все
нагрузки с общим числом их приложений N.
При расчете на выносливость по изгибу, растяжению и кручению в фор-
мулу (23) вводятся только те нагрузки, которые вызывают перенапряжения,
т. е. напряжения, превышающие длительный предел выносливости (в этом
случае N — общее число циклов перенапряжений).
47
Если при указанном расчете в формулу (23) подставить все нагрузки, то
эквивалентная нагрузка Qa будет больше и расчет будет выполнен с увеличен-
ным запасом.
Для расчета эквивалентных нагрузок нужно заранее иметь графики работы
всех механизмов крана, по которым можно определить величины Q2,
Фиг. 25. Условные графики для определе-
ния эквивалентного веса груза: а, б и в—
для крюковых кранов легкого, среднего
и тяжелого режимов работы; г — для за-
мыкающей лебедки грейферного крана;
д—для металлических конструкций (сум-
марная нагрузка на замыкающих и подъ-
емных канатах);
Q — вес груза и грузохватного приспособления;
^гр и ®гр ~~ вес г₽ейФеРа и вес захватываемо-
го материала.
Коэффициент можно
п. 2 третьей части.
Q3, ..., Qn и Nlt N2, N3, Nn. Обычно
для крюковых кранов, работающих с пе-
ременными грузами, такие данные отсут-
ствуют. То же в ряде случаев имеет
место и для грейферных кранов. В этом
случае следует задаться наиболее веро-
ятными графиками нагрузки и по ним
определить
На фиг. 25 приведены примерные
графики для определения эквивалент-
ного веса груза крюковых и грейфер-
ных кранов общего назначения. Число
циклов для удобства в этих графиках
заменено относительным временем, вы-
раженным в долях единицы. По этим
графикам, пользуясь формулой (23),
можно непосредственно вычислить Q3.
Так, например, для расчета валов меха-
низма подъема крюкового крана, делающих
менее 20 об/мин.1 * при среднем режиме работы
из графика фиг, 25, б подставляем в формулу
(23) значения Qi = Q; Q2 = 0,5Q; Q3 = 0,25Q;
Q4 = 0,l Q и Д\ = 0,25; N2 = 0,125;'N3 = 0,125;
TV4 = 0,5; N = 1 и получаем эквивалентный
вес груза
QB = (0,254-0,58-0,1254-0,258-0,125 +
+ и, = 0,83 Q.
Для расчета зубчатых колес и подшипни-
ков качения на контактную прочность при
т = 3 получаем Q, = 0,64 Q.
Аналогично вычисленные значения
эквивалентного веса груза приведены
в табл. 21. Эти значения могут быть
приняты для предварительного расчета
деталей механизмов подъема и металли-
ческих конструкций крюковых и грей-
ферных кранов.
Для учета перегрузок при пусках
и торможениях механизма подъема
эквивалентный вес груза Q, следует
умножать на поправочный коэффициент:
|i — для деталей механизма подъ-
ема; соответственно расчетная нагрузка
QP = ^
Ф1 —для элементов металлических
конструкций; соответственно расчетная
нагрузка
Qp== ф/Qs-
принимать по данным табл. 22, ipj — по данным
1 Для валов с большим числом оборотов эквивалентной нагрузкой является вес
груза Qlt так как ^>!Ve.
48
Таблица 21
Приближенные значения эквивалентного веса груза Q3 для крюковых и грейферных
кранов при расчете на выносливость по 1-му случаю нагрузки
« Тип крана Режим работы Q3 для расчета |
на контактную прочность | на растяжение, изгиб и кручение 1 1 металлических конструкций ' 1
подшипники при любом числе обо- ротов и зубчатые колеса, делаю- щие менее 40 об/мин. 'зубчатые колеса, делающие более 40 об/мин. вращающиеся де- тали, делающие более 20 об/мин., кроме валов, ра- ботающих только па кручение остальные детали и валы, рабо тающие только на кручение
Крюковой Л 0,55Q | Q 0,75Q Не рассчи- । тываются |
с 0,65Q Q Q 0.85Q
т 0,75Q Q Q 0.9Q 0,8Q
Грейферный с независимыми лебедками ВТ 0,5Qn 0,5Qn 0,7Q” 0,7Q” 0.9Q
11 Для расчета замыкающей лебедки. Примечание. Q для крюковых кранов — вес груза и подвески; для грейферных — вес грейфера с грузом.
Коэффициент гр! условно определяется как динамический коэффициент
при подъеме с подхватом при половинной скорости механизма в момент отрыва
груза от земли [формула (137)].
Эквивалентное давление ветра для расчета механизмов на выносливость,
по данным ВНИИПТмаш 1 [15], можно принимать равным 5 кПм2. Следует,
однако, заметить, что это давление настолько мало по сравнению с другими
нагрузками, что им в расчетах обычно пренебрегают.
При расчете металлических конструкций на выносливость по эквивалент-
ным нагрузкам следует иметь в виду, что портальные краны не работают по-
стоянно при максимальном вылете. Поэтому в расчете следует учитывать экви-
валентный груз на вылете (0,7 ч-0,8) 7?тах.
Для расчета механизмов поворота, передвижения и изменения вылета
при определении эквивалентных нагрузок должны быть учтены пуски и
Таблица 22
Рекомендуемые значения поправочных коэффициентов g, для расчета
механизмов по 1-му случаю нагрузки
Наименование механизма Участок механизма
Режим работы
Л С т ВТ
Все механизмы Двигатель — тормоз 1,5 1,5 2 2
Механизмы подъема Механизмы поворота, изме- нения вылета и передвижения Тормоз — ра- бочий орган 1 1,1 1,1 1,2 1,2 1,3 1,3 1,4
1 Всесоюзный научно-исследовательский институт подъемно-транспортного машино-
строения.
49
торможения, при которых имеет место значительное и сравнительно длитель-
ное возрастание нагрузок.
Ввиду сложности таких вычислений за эквивалентную нагрузку для
этих механизмов можно принимать усилия и моменты, вызванные в меха-
низме номинальным моментом двигателя 7ИН, умноженным на поправочный
коэффициент (табл. 22). Расчетная нагрузка этих механизмов
Мр = ^Мн.
9. Расчетные нагрузки механизмов и металлических конструкций
Как указывалось выше, основные механизмы и металлические конструкции
крана рассчитываются для трех случаев нагрузки (см. п. 4 настоящей главы).
Расчетные нагрузки механизмов. Для 1-го случая расчетными нагрузками
являются эквивалентные (см. п. 8 настоящей главы), для 2-го — максималь-
ные динамические (см. п. 6 настоящей главы). По нагрузкам 3-го случая (соб-
ственный вес и давление ветра нерабочего состояния) рассчитываются только
механизмы изменения вылета и противоугонные захваты. В некоторых случаях
нагрузки нерабочего состояния могут вызывать максимальные усилия и мо-
Таблица 23
Расчетные нагрузки основных механизмов
Наименование механизма Случаи нагрузок
1-й 2-й 3-й
подъема
изменения вылета Собственный вес укосины и давле- ние ветра нерабо- чего состояния
поворота Между двигателем и тормозом Между тормозом и приводной шестер- ней (звездочкой) 1,2 Мпр —
передвиже- ния но не более М()уКс Если М' > ЛС , то X букс' между двигателем и тормозом М’х = lyM* 2>; между тормозом и хо- довыми колесами М^укс —
Мэ — момент на рассматриваемом валу х от веса эквивалентного груза формула (23) и табл. 21; Мн — момент на рассматриваемом валу х от действия номинального момента двигателя; •МС7П — момент на рассматриваемом валу х от веса максимального груза Q (статический момент); Мх — момент на рассматриваемом валу х при пуске (торможении) формула (15); Мпр — момент на рассматриваемом валу х от действия предельного момента муфты; MffyKC ~ момент на рассматриваемом валу х от буксования приводных колес; $1 — поправочный коэффициент, табл. 22; £ц — динамический коэффициент, формулы (9 — 11) и табл. 15; £ц — динамический коэффициент, формула (12). 1> Расчет по двухмассовой схеме без учета масс, расположенных за муфтой предельного мо- мента, аналогично фиг. 21, в. Вместо статического момента действует Мпр. 2> Расчет по двухмассовой схеме без учета поступательно движущихся масс. Вместо стати- ческого момента действует М^кс (см. п. 6).
50
замену частей кранов при их эксплуатации. Такая унификация осуществлена
заводом ПТО им. Кирова в 1960—1961 гг. при разработке новой серии порталь-
ных кранов грузоподъемностью 3, 5, 10 и 15 Т
В результате общее количество типоразмеров главнейших узлов, исполь-
зуемых для изготовления этих кранов, уменьшено с 56 до 30 (табл. 7).
Фиг. 20. Ходовые тележки унифицированных портальных кранов грузоподъ-
емностью 3, 5, 10 и 15 Т завода ПТО им. Кирова.
Например, для всей серии кранов применена одна двухколесная приводная
тележка 1 У трехтонных кранов нога портала опирается непосредственно на
тележку (фиг. 20); у пятитонных кранов давление ноги портала передается
на эту же тележку и дополнительно на третье колесо. У 10- и 15-тонных кранов
установлена одна приводная и одна холостая тележка.
Таблица 7
Унификации узлов серии портальных кранов завода ПТО им. Кирова
(1960—1961 гг.)
Наименование узла „ 1 Номера примененных узлов при грузоподъемности крана (Т) Общее количе- ство типораз- меров узлов на все грузо- подъемности
3 1 5 1 10 15'
Портал 1* 1* 2* 2*
Колонна или каркас 1 2 3* 3*
Поворотная рама 1 2 3* 3* 3
Опорно-поворотное устройство 1 1 2 2 2
Стрела 1 2 3* 3* 3
Хобот — — 1* 1* 1
Коромысло 1 2 3* 3* 3
Механизм подъема 1 1 2 3 3
Механизм поворота 1 1 2 2 2 1
Механизм изменения вылета Механизм передвижения (ходовые I 1 2 2 2 1 i
тележки) 1 1 1 1 1 ;
Кабина машинная I 9 3 3 3
Противоугонные захваты 1 1 1 1 1
Кабина управления I 1 1 1 1
Примечание. Узлы, отмеченные звездочками, отличаются от узлов этого же номера только толщиной проката.
Из унифицированных деталей и мелких узлов следует отметить ходовые
колеса диаметром 550 мм, установленные на краны всей серии, рамы ходовых
тележек, блоки, пальцевые муфты, тормозные шкивы, тормоза, редукторы,
цевки и цевочные звездочки поворотных устройств и т. д.
ГЛАВА II
ОСНОВНЫЕ УКАЗАНИЯ ПО РАСЧЕТУ
При проектировании и расчете портальных кранов необходимо руковод-
ствоваться Правилами устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных
кранов Госгортехнадзора СССР.
Краны, устанавливаемые на плавучих доках (доковые краны) и на судах,
должны удовлетворять, кроме того, требованиям Регистра СССР.
Допускаемые напряжения в металлических конструкциях и деталях
механизмов и расчетные нагрузки на краны ниже определяются в соот-
ветствии с техническими условиями завода ПТО им. Кирова на проекти-
рование кранов (Р-1688 1960 г.). Числовые значения некоторых коэффициен-
тов, приведенных.в технических условиях, здесь уточнены. Расчетные формулы
для определения динамических коэффициентов приводятся исходя из рассмот-
рения крана как упругой системы. Даются указания по определению эквива-
лентных нагрузок.
4. Режимы работы и расчетные случаи нагрузок
Режимы работы механизмов портальных кранов могут быть приняты по
табл. 8, составленной исходя из опыта эксплуатации.
Таблица 8
Режимы работы механизмов портальных кранов
Тип крана Механизмы
главного подъема вспомогатель- ного подъема поворота изменения вылета передви- жения
Монтажный Л С С С Л
Портовый с крюком с — с с Л
Портовый с грейфе- ром ВТ — т т Л
Строительный бетоно- укладочный С или Т — с с Л
При расчете металлических конструкций режимы работы определяются
по механизму главного подъема.
Расчет механизмов и металлических конструкций кранов производится
для трех случаев нагрузки.
1-й расчетный случай — нормальные нагрузки рабочего состо-
яния. Это нагрузки, действующие на кран при его эксплуатации в нормальных
условиях. Под нормальными условиями понимается работа с грузами, имею-
щими вес, соответствующий технологическому процессу, для выполнения
32
которого предназначен кран, плавные пуски и торможения механизмов, нор-
мальное состояние подкранового пути.
Детали механизмов и металлических конструкций, в которых указанные
нагрузки вызывают большое число циклов изменения напряжений, рассчиты-
ваются на выносливость (усталость). Определение этих деталей приведено
в fl. 7 настоящей главы. Остальные детали для этого случая нагрузки не рас-
считываются.
Расчет деталей на выносливость при действии переменных нагрузок (веса
поднимаемого груза, ветра, сил инерции и т. п.) следует производить не по
максимальной их величине, а по среднему эквивалентному значению. Опреде-
ление эквивалентных нагрузок приведено в п. 8 настоящей главы.
2-й расчетный случай — максимальные нагрузки рабочего
состояния. Это нагрузки, возникающие в наиболее тяжелых условиях при
работе с максимальным грузом.
Максимальные нагрузки при работе крана могут иметь место при возра-
стании статических сопротивлений, резких пусках и торможениях механиз-
мов, максимальной силе ветра рабочего состояния, неблагоприятном состоя-
нии подкранового пути, максимальном крене и т. п.
Эти нагрузки действуют редко и не вызывают большого числа циклов
изменения напряжений, поэтому по ним производится расчет только на проч-
ность.
Величины максимальных нагрузок часто определяются внешними усло-
виями, например буксованием ходовых колес, проскальзыванием муфт пре-
дельного момента, срабатыванием электрической защиты и т. п.
3-й расчетный случай — максимальные нагрузки нерабочего
состояния. Это нагрузки, вызываемые собственным весом крана и ветром
нерабочего состояния (ураганным ветром).
По этим нагрузкам производится проверка деталей на прочность. Для
доковых кранов учитывается крен и качка.
Кроме указанных трех случаев, могут иметь место случаи действия спе-
циальных нагрузок, например от снега и обледенения, от изменения темпера-
туры (для конструкций, статически неопределимых в отношении опорных реак-
ций), нагрузок при перевозке на различных видах транспорта, монтажных
нагрузок, сейсмических и т. п.
5. Весовые и ветровые нагрузки
Весовые нагрузки. Эти нагрузки складываются из переменных нагрузок—
от веса поднимаемого груза и постоянных — от веса грузозахватных приспо-
соблений (блочные подвески, крюки, грейферы и т. п.) и элементов самого
крана.
Необходимо иметь в виду, что вес полезного груза по отношению к соб-
ственному весу портального крана грузоподъемностью от 3 до 75 т составляет
всего лишь 5—12%. Таким образом, собственный вес элементов крана является
одной из основных нагрузок, которые должны быть учтены при расчете,
Для ориентировочной оценки этого веса при предварительных расчетах
в табл. 9 приведены данные о весе узлов портальных кранов завода ПТО
им. Кирова.
Ветровые нагрузки. Для портальных кранов ветровые нагрузки так же,
как и весовые, играют весьма существенную роль при расчетах механизмов и
металлических конструкций. Так, например, для механизмов передвижения и
поворота сопротивление ветра часто составляет 70—80% от всех сопротивлений
передвижению.
Расчетное давление ветра на 1 м2 площади крана согласно ГОСТ 1451—42
определяется по формуле
pe = kq кГ; (4)
33
Таблица 9
Вес узлов портальных кранов завода ПТО им. Кирова
Грузоподъемность, 71) 3 5 10 15 15/10/7,5 | 25 75/50-|-10
Наибольший вылет, м 25 30 30 30 22/32/45 | 35 20/30-J-33
Ширина колеи портала, м 10,5 10,5 10,5 10,5 ю | 10,5 10
Тип укосины Стрела с урав- нительным полиспастом С криволиней- ным хоботом и гибкой оттяж- кой С прямолиней- ным хоботом и гибкой оттяж- кой С прямоли- нейным хо- ботом и жесткой оттяжкой
Общий вид крана Фиг. 5 Фиг. 4 Фиг. 10 | Фиг. 11 Фиг. 12
Наименование узла Вес, Т
Портал Механизм передвижения Колонна Каркас Опорно-поворотное устройство Поворотная рама Стрела Хобот Оттяжка хобота Коромысло Механизм подъема Механизм поворота Механизм изменения вылета Кабина машинная Кабина управления Кабина механизма изменения вылета Крюковая подвеска Подвижной противовес Неподвижный противовес Общий вес крана с крюковой подвеской *) Обозначение грузоподъемности др< в зависимости от вылета, допустимая ве/ например 22/32/45. Грузоподъемность, пока главного и вспомогательного. ®) Общий вес механизмов главного 3) Для грейферных кранов с ширин 19,8 6,3 9,8 6,1 5,45 4,5 3,4 2,1 2,4 2,25 1,3 0,3 4,7 0 75 эбью, н; шчина в данная: И ВСПОМ1 ой коле 21,9 8 13,4 6,45 6,54 6,7 6,83’ 2,1 2,5 2,65 1,3 0,34 5,7 0 943) шример юторогс в виде с; эгатель? и порта 36,9 15,2 12,3 3,9 13,3 9,2 3,25 0,8 9,5 13,33> 3,55 6,05 5,15 1,3 0,5 0,52 14,6 6,5 1703> 15/10/7 । Для да) уммы, о( 1ОГО под ла 10,5 40,5 15,2 14,5 3,9 13,5 11,5 3,9 0,8 10,4 15,53> 3,7 6,05 5,15 1,3 0,5 0,6 18,5 19 2053) г,5, пок иного rj эозначае ъема. м. 44,6 15,2 15 3,9 17,5 15,5 4,5 1,0 10,6 10,2 3,4 6,4 5,15 1,3 0,5 0,8 44,5 2 220 азывает, >уза така т налич] 60 39,1 40 20,5 16,6 5,8 0,9 9,3 218) 8,4 12,8 6,35 1,3 1,50 24 13 3003> что он ке указа ie двух 1 212,3 126,5 48 16,5 45,4 29,4 21,2 9,8 6,5 30,32» 10,3 21,4 12,5 3,2 2,19 4,5 35 35,6 671 а меняется 1на дробью, подъемов —
где q — расчетный напор ветра, кПм2 (табл. 10);
k — аэродинамический коэффициент, зависящий от геометрической формы
частей крана, подверженных действию ветра (табл. 11 и 12).
В ГОСТ 1451—42 при определении давления ветра рабочего состояния для элементов лю-
бой геометрической формы величины рв даны только в зависимости от места установки кра-
нов. При расчете устойчивости и прочности для портовых и плавучих кранов рв = 40 кГ/я?,
для всех остальных рв = 25 кПм*', при расчете мощности электродвигателей величина рв
34
Таблица IQ
Расчетные напоры ветра q {кГ!м2) для портальных кранов
Рабочее состояние независимо от высоты над уровнем земли (воды) Нерабочее состояние при высоте над уровнем земли (воды), м
Расчет мощ- ности электро- двигателей | Расчет устой- чивости | и прочности 0-20 20-40 40-60 60—80 80-100 Свыше 100
18 28,5 100 по 130 150 170 180
Таблица 11
Аэродинамические коэффициенты k для различных конструкций [12]
Наименование конструкций *
Клепаные и сварные фермы и балки из прямоугольных профилей и листов 1,4
Коробчатые сварные балки и колонны при отсутствии выступающих кромок листов, кабины, противовесы 1,2
Канаты, оттяжки трубы и тому подобные элементы диаметром до 200 мм 1,2П
Трубы диаметром от 200 до 500 мм 0,9й
Трубы диаметром свыше 500 мм 0,7’ > оь.
*) Ориентировочные значения только для предварительных расчетов. При точных расчетах конструкций из труб следует пользоваться данными табл. 12. '
Таблица 12
Аэродинамические коэффициенты k для конструкций из труб
Vd* 2, кГ 1,0 1,1 1,2 1,3 1,4 >-1,5
k 1,2 1,1 1,0 0,9 0,8 0,7
q — расчетный ветровой напор, кГ{м*\ d — диаметр трубы, м
составит соответственно 25 и 15 кГ!м\ что соответствует величине аэродинамического коэф-
фициента k = 1,4.
По Данным более поздних исследований х, рекомендуется при вычислении давления
ветра рабочего и нерабочего состояния на конструкции из труб пользоваться формулой (4)
и данными табл. 10—12.
Величины напоров в табл. ГО взяты из ГОСТ 1451—42 для портовых и плавучих кранов,
к которым следует относить все портальные краны, учитывая возможные их перестановки
с одного места работы на другое.
Ветровые напоры 18 и 28,5 кГ/м2 в табл. 10 получены из формулы (4) путем деления
давления ветра рв = 25 кГ/м2 и рв = 40 кГ/м? (из ГОСТ 1451—42) на аэродинамический
коэффициент k = 1,4.
Для доковых кранов, работающих в открытом море, расчетные давления
ветра должны выбираться в зависимости от возможных условий работы, но
должны быть приняты не менее указанных выше.
1 Г. А. Савицкий. Основы расчета радиомачт. М., Связьиздат, 1953.
2-
35
При расчете этих кранов по 3-му случаю при транспортировании открытым
морем рекомендуется принимать расчетное давление ветра рв = 200 кГ/м? по
всей высоте крана.
Для случая, когда задана скорость ветра или число баллов по шкале
Бофорта, расчетный напор q в формуле (4) может быть определен из зависи-
мости
д = ^кГ/м\ (5)
где v — наибольшая скорость ветра, м/сек (при шквале).
Зависимость между числом баллов и скоростью ветра приведена в табл. 13.
Таблица 13
Зависимость между числом баллов и скоростью ветра (при шквале)
на высоте 6 м над поверхностью моря
Число баллов 1 0 1 2 1 3 4 5 6 7 8 1 6 * * 9 10 П 12
Скорость ветра при шквале, м'сек J 1 3,2 6,2 9,6 13,6 17,8 22,2 23,6 31,6 36,7 42 47,5 53 1
Примечание. Следует отметить, что обычно в литературе приводятся средние
скорости ветра, которые в 1,6—1,9 раза меньше, чем при шквалах, соответствующих состоя-
нию ветра для данного балла.
Расчетная подветренная площадь крана или его части определяется со-
гласно указаниям ГОСТ 1451—42.
Расчетная подветренная площадь груза,, если его размеры заранее неиз-
вестны, может быть принята по данным табл. 14.
Таблица 14
Расчетные подветренные площади грузов
Вес груза, Т ' 2 3 1 5 10 15 20 30 50 75 (100 150
Подветренная пло- щадь груза, .и2 2 3 5 7 10 12 15 20 25 30 35 45
6. Силы инерции и динамические нагрузки
Силы инерции. Силы инерции, действующие на кран, можно подразделить
на следующие группы:
а) силы инерции, вызываемые пусками и торможениями механизмов;
б) центробежные силы инерции;
в) силы инерции, вызываемые неравномерным движением звеньев стрело-
вого устройства при установившейся скорости механизма изменения вылета;
обычно эти силы настолько малы, что ими можно пренебречь;
г) силы инерции, вызываемые качкой [61].
Динамические нагрузки. Вследствие упругости деталей механизмов и
Металлических конструкций под действием пусковых, тормозных и инерцион-
ных сил возникают упругие колебания, которые становятся тем больше, чем
короче время развития этих сил. Упругие колебания возникают также от
ударного приложения сил, например, при подъеме груза с земли с подхватом,
вследствие зазоров в механизмах, слабины стропов и т. п.
Влияние быстрого или ударного приложения сил и возникающих от этого
упругих колебаний учитывается введением в расчет динамических коэффици-
ентов.
36
При определении этих коэффициентов для расчета деталей механизма
массы последнего приводятся к двум массам, соединенным между собой упру-
гим звеном, представляющим собой рассчитываемую деталь (двухмассовая
схема).
При определении динамических коэффициентов для расчета металлических
конструкций массы последних приводятся к одной массе, сосредоточенной
в точке подвеса груза, к которой приводится жесткость всей конструкции (одно-
массовая схема).
При таком расчете динамические коэффициенты для различных звеньев
механизмов будут различными, а все элементы металлической конструкции
будут иметь один динамический коэффициент.
Экспериментальные исследования динамических процессов в механизмах
И металлических конструкциях подтверждают правильность изложенного.
Приведение механизмов к двухмассовым схемам. Как указано выше, при
приведении механизмов к двухмассовым схемам рассчитываемый вал рассмат-
ривают как невесомое упругое звено с приведенной жесткостью с с расположен-
ными по концам двумя массами, имеющими моменты инерции Л и 7ц, где Л —
приведенный момент инерции масс звеньев механизма от первого звена (якоря
двигателя) до рассчитываемого вала х, определяемый для случая пуска всех
механизмор по формуле
k=x
(6)
J и— приведенный момент инерции масс звеньев механизма от рассчитываемого
вала х дд последнего звена и (груз в механизмах подъема и изменения
вылета, нррн с грузом в механизмах передвижения и поворотная часть
крана с грузом в механизмах поворота).
Ju при пуске определяется по формулам:
для механизмов подъема и изменения вылета
k=x
для механизма передвижения
= У ------------(-91 + (7а)
“ X, * Ф,!, л gnxrlk ’ ' >
для механизма поворота
k=n
А1=Ул-А-. (7б)
tkHk
R=X
В этих формулах:
Jk — момент инерции приводимой массы относительно ее оси вращения
Л и т)й — передаточное число и к. п. д. передач между рассчитываемым
валом х и приводимой массой k;
Q — вес груза и грузозахватных приспособлений;
GK — вес крана;
v — скорость поступательно движущихся масс (для механизма подъема —
скорость подъема груза, для механизма изменения вылета—скорость
горизонтального перемещения груза при изменении вылета, для меха-
низма передвижения — скорость передвижения крана);
пх — число оборотов в минуту рассчитываемого вала х;
g — ускорение силы тяжести.
При определении Ji и Ju для случая торможения механизмов к. п. д.
в формуле (6) переносится в знаменатель, а в формулах (7) — в числитель.
37
При вычислении моментов инерции Ji и 7ц для упрощения расчета можно
считать, что приведенные моменты инерции вращающихся масс механизма,
находящихся на промежуточных валах (зубчатые колеса, муфты, барабаны,
ходовые колеса) составляют 10—15% приведенного момента инерции масс,
находящихся на моторном валу (якорь двигателя, тормозная муфта).
К массе с моментом инерции Ji условно прикладывается пусковой моментМп
или тормозной момент Мт, а к массе с моментом инерции Jn— момент статиче-
ских сопротивлений Мст.
При расчете приведенной угловой жесткости с звеньев механизма подъема
в расчет может быть введена только жесткость подъемных канатов.
Жесткости валов несоизмеримо велики по сравнению с жесткостью кана-
тов и поэтому в расчет не вводятся.
Приведенная угловая жесткость подъемного каната определяется из соот-
ношения
1 1 I 1 С'С” /оч
— = —+ — или с=—гл—(8)
с с' 1 с" с с ' 1
где с' — составляющая, учитывающая упругое удлинение каната;
dr — составляющая, учитывающая изменение длины каната от изменения
его провисания на наклонных и горизонтальных участках.
Эти составляющие могут быть найдены по формулам1
е = тЙг кГсм1Рад’ (8а)
с =|(*+з.)^вд кГсм>Рад< (8б)
где Ек — модуль упругости каната. Для канатов с органическим сердечником
принимают Ек — (1,1—1,3) 106 кПсм2;
FK — площадь поперечного сечения проволок в канате, см2;
D — диаметр барабана, см;
2/ —суммарная длина каната, включая ветви, образующие грузовой и
уравнительный полиспасты, см;
^1Н — сумма длин наклонно и горизонтально расположенных канатов, см;
i — передаточное число между барабаном и рассчитываемым валом,
к которому производится приведение жесткости;
q — вес единицы длины каната, кГ/см;
S — натяжение каната под действием полного груза, кГ;
So — первоначальное натяжение каната, вызванное весом подвески
у крюковых кранов или весом цепей у грейферных кранов, кГ.
Если So^0,l S, то провисание канатов на наклонных участках настолько
мало, что можно считать с" ->оо и с = с'
При применении сдвоенных полиспастов вычисляют приведенную жест-
кость канатов одной половины полиспаста (от барабана до уравнительного
блока). Общая приведенная жесткость всех канатов с будет равна удвоенной
вычисленной жесткости.
Определение динамических коэффициентов и динамических нагрузок.
Динамические моменты, действующие на валах механизмов подъе-
м а получают путем умножения статических моментов М.ст, вызванных весом
поднимаемого груза, на динамический коэффициент Вп, наибольшее значение
которого по 2-му случаю нагрузок для рассмотренной выше двухмассовой схемы
определяется по формулам [29]:
при подъеме висящего на канатах груза в момент пуска
1 В этих формулах для их упрощения не введены к. п. д., которые в механизмах подъема
портальных кранов близки к единице и мало влияют на результаты расчета.
38
где Мп — пусковой момент двигателя, приведенный к рассчитываемому валу.
Для короткозамкнутых двигателей трехфазного тока Мп прини-
мается по каталогу двигателей, для двигателей с реостатным пу-
ском, имея в виду кратковременность действия максимальных мо-
ментов, за расчетный пусковой момент условно принимается сред-
ний пусковой момент (для асинхронных двигателей трехфазного
тока и для двигателей постоянного тока с переменным возбужде-
нием 1,6 и для двигателей с последовательным возбуждением 1,8
номинального момента);
Л4</п — статический момент, действующий на рассчитываемом валу;
при торможении опускающегося груза
Ell = l + 2-^^S- -Ж-, (Ю)
где Мт — тормозной момент, приведенный к рассчитываемому валу;
при подъеме груза с земли при наличии слабины стропов или цепей (подъем
с подхватом г)
(11)
1V[cm
соо — угловая скорость рассчитываемого вала в момент отрыва груза от
земли;
с — приведенная угловая жесткость канатов [см. формулу (8)].
В конце настоящего параграфа приведен пример расчета динамических
коэффициентов механизма подъема. Для предварительных расчетов можно
пользоваться данными табл. 15, где приведены примерные значения коэффи-
циента |ц для случая подъема груза с земли с подхватом.
Таблица 15
Примерные значения динамических коэффициентов для предварительных
расчетов механизмов подъема портальных кранов по 2-му случаю нагрузки
Рассчитываемый участок механизма При режимах работы
Л 1 с I Т I ВТ
От двигателя до тормоза 2
От тормоза до первой зубчатой передачи0 1,4 1,8
Остальные валы и передачи до подвески включительно 1,2 1,4 1,6
*» При расположении тормоза между двигателем и редуктором.
При уточненных расчетах рекомендуется вычислять коэффициенты
для двух случаев: при торможении опускающегося груза и при подъеме груза
с подхватом и выбирать наибольшее полученное значение.
Величина статического момента механизмов передвижения, по-
ворота и изменения вылета переменна и часто составляет лишь
небольшую часть общего момента, возникающего при пуске или торможении.
В связи с этим определять динамические нагрузки так, как указано выше,
нерационально.
Для этих механизмов динамические моменты на валах определяют путем
умножения моментов, возникающих при пусках и торможениях механизмов,
на динамический коэффициент определяемый по формуле [21]
__________ £н == 1 “Н kykH^ (12)
1 Эта формула приближенная, основанная на предположении, что значительно
больше Jп, что справедливо для механизмов подъема. Числовые значения £п, вычисленные
по этой формуле, получаются несколько меньше, чем при точном расчете [29].
39
где ky — коэффициент, учитывающий упругость звеньев механизма;
kH — коэффициент нарастания нагрузки. Можно считать, что пусковые
и тормозные моменты прикладываются мгновенно. В этом случае
kH = Р.
Если рассчитываемый вал не был перед началом пуска (торможения) нагру-
жен моментом, то
В случае предварительно нагруженного вала
(14)
Величину момента Мх можно определить из условия
мх = (Л1п(т) I Мст) ± Мст, (15)
где Мп{т, — пусковой (тормозной) момент, приведенный к рассчитываемому
валу х\
Мст —момент статических сопротивлений на том же валу;
Ji и Jn — приведенные моменты инерции [теже, что в формулах (6) и (7)].
Фиг. 21. Схемы механизма поворота с фрикционной муфтойФ
предельного момента: а — кинематическая схема; б — двух-
массовая схема для случая, когда момент, действующий в
муфте, меньше ее предельного момента; в — двухмассовая
схема для случая срабатывания предельной муфты.
Верхние знаки в формуле относятся к случаю, когда статический момент
препятствует пуску (торможению), нижние — если способствует.
В формулах (12)—(14) не учтено влияние зазоров в механизмах. Возникаю-
щие при выбирании этих зазоров ударные нагрузки могут повышать расчетные
(безударные) нагрузки на 30—40% 129, 31].
Подробнее см. (21] и 161].
Для снижения ударных нагрузок рекомендуется применение предпусковых
ступеней у контроллеров, тормозов с плавным нарастанием тормозного момента
и введение упругих звеньев в механизмы.
Большинство механизмов поворота портальных кранов снабжают фрик-
ционными муфтами предельного момента, предохраняющими механизмы и
металлические конструкции от случайных перегрузок (фиг. 21).
Если в процессе работы моменты, передаваемые муфтой, не превышают
ее предельного момента Мпр, то механизм может рассчитываться по двухмас-
совой схеме (фиг. 21, б) с учетом всех приведенных масс от до J7 (масса пово-
ротной части крана с грузом включительно). Если же моменты, передаваемые
муфтой, превышают ее предельный момент Mnj, то из-за проскальзывания муф-
ты механизм также должен рассчитываться по двухмассовой схеме (фиг. 21, в),
но с учетом только тех масс, которые находятся между двигателем и муфтой.
В целях упрощения обычно ограничиваются расчетом звеньев механизма, рас-
положенных между тормозом и приводной шестерней (звездочкой) по увели-
ченному на 20% моменту муфты Мп1. Валы, расположенные между тормозом
и двигателем, вследствие значительного влияния масс якоря двигателя и тор-
мозной муфты следует рассчитывать по вы-
шеуказанной двухмассовой схеме (фиг. 21, в).
В ряде механизмов передвижения роль
проскальзывающей муфты исполняют буксую-
щие при пуске или скользящие при торможе-
нии приводные колеса. Расчет этих механиз-
мов должен производиться так же, как и
механизмов поворота, снабженных фрикцион-
ной муфтой. Для валов, расположенных между
тормозом и приводными колесами, макси-
мальную возможную нагрузку приближенно
можно считать как нагрузку от буксования,
т. е. вести расчет по моменту от сил сцепле-
ния приводных колес с рельсами.
Для металлических к о нет-
Фиг. 22. Горизонтальная сила Т
при отклонении грузовых канатов
от вертикали.
р у к ц и й, при расчете их по 2-му случаю,
динамические нагрузки, вызванные работой
механизма подъема получают путем умножения веса поднимаемого груза
на динамический коэффициент фц. Обычно этот коэффициент имеет наиболь-
шее значение при подъеме груза с земли с подхватом при полной скорости
механизма.
Определение коэффициента фц рассмотрено в п. 2 третьей части.
Динамические нагрузки на металлические конструкции при пусках и
торможениях механизмов поворота, изменения вылета и передвижения, при
правильно выбранных двигателях и тормозах, не вызывают резких колебаний.
Поэтому эти нагрузки можно определять как силы инерции, вычисленные
исходя из заданного времени пуска или торможения без введения каких-либо
динамических коэффициентов.
Раскачивание груза. При работе крана происходит раскачивание груза,
вызывающее отклонение подъемных канатов от вертикали, которое необходимо
учитывать при расчете.
В результате этого отклонения появляется горизонтальная составляющая
Т натяжения S подъемных канатов, приложенная к концу хобота или стрелы
(фиг. 22),
T = Qtga, (16)
где Q — вес груза и грузозахватных устройств;
a —угол отклонения канатов от вертикали.
Отклонение канатов от вертикали происходит при пусках и торможениях
механизмов поворота, изменения вылета и передвижения, а также от давления
ветра на* груз и центробежной силы.
41
Наиболее сильное раскачивание груза происходит при пусках и тормо-
жениях механизма поворота.
При мгновенном приложении пускового или тормозного момента
tg“ = 2 j,
где / — горизонтальное ускорение конца хобота или стрелы;
g — ускорение силы тяжести.
Вследствие медленного затухания колебаний груза, висящего на канатах,
и неизменности направления плоскости колебаний амплитуды последних,
вызванные ускорениями в одной плоскости, после поворота крана на 90°
могут складываться с амплитудами колебаний, вызванных ускорениями в пер-
пендикулярной плоскости. Кроме того, повторные пуски и торможения также
могут способствовать сложению и увеличению амплитуд колебаний [21].
Наибольший угол отклонения канатов с грузом от вертикали при расчете
по 2-му случаю нагрузки обычно определяется из условия
tg^.+r.+r.+p., (17)
V
где 7\ и Т2 — горизонтальные силы инерции груза при пуске (торможении)
механизмов поворота и изменения вылета;
Т3 — центробежная сила груза;
Рв—давление ветра на груз.
Для предварительного определения угла ац можно также пользоваться
формулой, предложенной А. И. Дукельским,
tgan ^0,05t)j,
где vt —окружная скорость конца хобота (стрелы) при вращении крана, м/сек.
Для расчетов по 1-му случаю нагрузок принимается меньший угол
ai = (0,3 — 0,4) ап. (18)
Для расчета мощности двигателей механизмов изменения вылета условно
принимается еще меньший угол
ао = (О,25 —0,30)хп. (19)
При расчетах по 2-му случаю нагрузки следует определять усилия для
следующих сочетаний отклонений канатов в плоскости стрелы и в плоскости,
перпендикулярной ей:
Сочетание В плоскости В перпендикулярной
стрелы ПЛОСКОСТИ
1-е а' = ап а" = 0
2-е а' = 0,7ап а" = 0,7ап
3-е а' = 0 а" = аи
Таблица 16
Расчетные углы а0, «! и ап для портальных кранов по данным завода
пто им. Кирова
Грузо- подъем- ность. Т Вылет, м Скорости механизмов «0 для расче- та мощ- ности дви- гателей ме- ханизмов изменения вылета “I 1-й случай нагрузки ап 2-й случай нагрузки
поворота, об/мин. изменения вылета, м!мин
в пло- скости стрелы в перпен- дикулярной плоскости в пло- скости стрелы в перпен- дикуляр- ной плоскости
3 5 25 30 2,0 1,75 60 55 } 4“ 5е 6° 12° 14°
10 15 30 30 1,44 1,44 52,6 43,2 } з- 4° 5° 10е 12°
42
В табл. 16 приведены углы ап, си и а0, которые применяются при расчетах
портальных кранов заводом ПТО им. Кирова.
Пример определения динамических коэффициентов механизма подъема.
В качестве примера определим динамические коэффициенты механизма подъема
портального крана грузоподъемностью 3 Т (фиг. 23, а).
Вес подвески 0,4 Т; общий вес поднимаемого груза Q = 3400 кГ; скорость
подъема груза v = 1,22 м!сек; диаметр барабана (по осям канатов) D =
— 0,8175 ж; передаточное число редуктора ip = 20,78; к. п. д. редуктора =
= 0,96; общий к. п. д. барабана и блоков
г\б = 0,92; общий к. п. д. механизма т] =
= ТЬЖ = 0,96 • 0,92 = 0,885.
Электродвигатель МТВ 612—10; М =
= 60 кет; п = 578 об/мин. при 25% ПВ; ма-
ховой момент якоря GD'* = 21 кГм2.
Момент инерции якоря
а)
Ji = — 4Т9 (si — 0,535 кГм сек2.
Тормоз с гидротолкателем типа ТКТГ-
400; момент тормоза Мт = 150 кГм; махо-
вой момент тормозной муфты GD~M = 5 кГм2.
Момент инерции тормозной муфты
А =^=47^81-=0,128 кГмсек*.
Канат диаметром dK = 17,5 мм; пло-
щадь поперечного сечения FK = 1,23 см2; мо-
дуль упругости Ек = 1,2 106 кПсм2; об-
щая длина каната от барабана до подвески
(при положении груза на уровне подкрано-
вых рельсов) 2/ = 7000 см.
Рассмотрим три вала механизма (фиг.
23, а)', вал а — двигателя, вал b —быстроходный редуктора и вал d — тихо-
ходный редуктора.
Числа оборотов и угловые скорости:
валов а и b n1 = n = 578 об/мин.;
л/г, 3,14-578
“1 = -30 = ^б~ = 60’6 1№К-:
вала d
"з=т=w=27-8 °б>ин-.;
“3 = 7 = ^t = 2-9! 7сек.
tn
SO MDX
Jy Jjl
Фиг. 23. Схемы механизма подъема
портального крана грузоподъемностью
3 Т: а — кинематическая схема; б —
двухмассовая схема.
Находим средний пусковой момент двигателя из условия
Л4„= 1,6М„ = 1,6-975 1,6-975 161 кГм,
где Мн — номинальный момент двигателя [см. пояснения к формуле (9)1.
Средний пусковой момент двигателя, приведенный к валам а, b и d
Mna = Mnb = Mn=151 кГм;
Mnd = Mnifip = 161 • 20,78-0,96 = 3200 кГм.
Моменты тормоза, приведенные к валам b и d (вал а при торможении не
рассматривается, так как он не нагружен статическим моментом),
МтЬ = Мт= 150 кГм;
Mmd = Mmvr\p = 150 • 20,78 • 0,96 = 3000 кГм.
43
Статические моменты на валах а, b и d при пуске
.. ЛЛ QD 3400 0,8175 г
Мето — Memb — 2(.^ — 2 2Q 78 0 885 — 76 кГм,
М — QD — 3400 0,8175 _ 5 0 г
Mcmd—2ll6 — 2.0>92 — 1ЫО К1 М.
Статические моменты при торможении определяются по тем же формулам,
но к. п. д. переносятся из знаменателей в числители
М'етЬ = 60 кГм и М'ста = 1280 кГм.
Рассматривая каждый из валов а, b и d как упругое звено двухмассовой
системы (фиг. 23, б), определим для этих систем приведенные моменты инерции
Ji и Jn и приведенные жесткости с.
Для упрощения ‘ расчетов примем, что момент инерции зубчатых передач
редуктора, приведенный к его быстроходному валу, составляет 0,1 суммы
моментов инерции якоря двигателя и тормозной муфты. Приведенный момент
инерции барабана ввиду его сравнительной малости не учитываем.
По формулам (6) и (7) находим:
при пуске для двухмассовой системы вала а
Ь=х
Jia= = Л = 0,535 кГм сек*\
4-91 5^ = 0,128 + 0,1(0,535 + 0,128) '
, 3400- 1,22s r 4
+ 91 9Л1--57У ТО^вГ = °’3o“ кГMCeK <
при пуске для двухмассовой системы вала b
Jlb = Jj -р Ji = 0 535 -|- 0,128 = 0,663 кГм сек*\
J„ „ = 0,1 (J, + J,) + 91 -5^- = 0,1 (0,535 0,128) т
. П1 3400 -1,22s л one г ?
+ 91 9,81-578= 0,885 — 0,226 кГм КК :
при пуске для двухмассовой системы вала d
=[Л + Л -г 0,1 (Л + A)] = 1,1 (Л -г Л) =
= 1,1 (0,535 4- 0,128) 20, 78* • 0,96 = 303 кГм сек*’,
, nt Qv* ni 3400.1,22s г 4
^Iirf — 91 — 91 981 47 8, w — 71 кГм сек .
Эти же приведенные моменты инерции для случая торможения механизма
вычисляем по тем же формулам, но к.п.д. переносим из числителей в знаменатели,
а из знаменателей в числители [см. пояснения к формулам (6) и (7)].
7^ = 0,663 кГм сек*’, = 0,191 кГм сек*’,
J\d = 330 кГм сек\ Jua = 60 кГм сек*.
Жесткость подъемного каната, приведенная к валам найдется по формулам
(8) и (8а).
Учитывая, что вес подвески составляет более 10% от веса груза, полагаем
с” -► оз [см. пояснения к формуле (8)1 и, соответственно,
EkFkD* 1,2 • 10* - 1,23 - 81,75s опп г Л о « г ,
— сь — са — — 4.20,78s 7000 — 8^0 кГсм рад — 8,2 кГм)рад.
44
Динамические коэффициенты для вала b определяются:
при подъеме висящего на канатах груза в момент пуска по формуле (9)
__1 I п Мп Мсть Jub j 1 п 161 76 0,226 _। г у,
— мсть Л6+7П*____________________________________________76 0,663 + 0,226 —
при торможении опускающегося груза по формуле (10)
СП = 1 + 2
^mb Мсть
^cmb
1\\ь ___1 1 о 150 — 60
60
0,191 _ . fi7.
0,663 + 0,191 — 1,0/’
при подъеме с подхватом при полной скорости механизма в момент отрыва
груза от земли по формуле (11)
;„ = 1 + VcTJub =1+^е /8,2-0,226 = 2,08.
Mcmb /С)
Аналогично вычисляют динамические коэффициенты для валов а и d.
Результаты вычислений сведены в табл. 17.
Таблица 17
Динамические коэффициенты 6ц для механизма подъема портального крана
грузоподъемностью 3 Т (фиг. 23)
Расчетный случай Вал а Вал b Вал d
Подъем висящего на канатах груза в момент пуска 1,89 1,57 1,42
Торможение спускающегося груза — 1,67 1,41
Подъем груза с подхватом при полной ско- рости механизма в момент отрыва груза от земли 2,35 2,08 1,96
7. Определение деталей. и элементов крана, подлежащих расчету на
выносливость
Как было указано выше, расчету на выносливость под действием нагрузок
1-го случая подлежат те детали механизмов и элементы металлических кон-
струкций, которые подвергаются действию такого числа циклов переменных
напряжений, при котором могут появиться усталостные разрушения (трещины).
Если это число циклов /V’ превышает базовое число А/о, соответствующее
началу горизонтального участка кривой Вёлера (точка В на фиг. 24), то расчет
следует производить по длительному пределу выносливости. Если N меньше
No, но больше TVi (точка А на фиг. 24), то расчет следует производить по огра-
ниченному пределу выносливости. Если меньше то расчет на выносли-
вость не нужен.
Значения базового числа циклов Af0 приведены в табл. 26. Величина
зависит от предела текучести детали, концентрации напряжений в ней, качества
материала и колеблется в весьма широких пределах. Ориентировочно можно
считать AZj = 100 000 циклов.
Из сказанного следует, что для каждой детали механизма и каждого эле-
мента металлической конструкции следует вычислить число циклов изменения
напряжений за весь срок ее службы, величину и характер изменения напря-
жений.
Одно приложение нагрузки обычно вызывает несколько убывающих по
амплитуде циклов изменения напряжений вследствие упругих колебаний
в детали. Однако эти колебания затухают настолько быстро, что практически
влиянием последующих колебаний обычно пренебрегают1.
1 Кроме того, упругие колебания происходят при большем коэффициенте асимметрии
цикла.
45
Если принять срок службы детали L лет, число часов работы крана в год
продолжительность включения механизма ПВ% и число включений меха-
низма в час т, то число циклов N изменения напряжений за время установив-
шегося движения можно определить по следующим формулам.
Для вращающихся деталей, испытывающих один цикл изменения напря-
жений за 1 оборот (валы, несущие на себе зубчатые или ходовые колеса, вра-
щающиеся оси, зубья зубчатых колес, червяки, червячные венцы, звездочки,
зубчатые муфты при перекосе геометрической оси и т. п.),
N = UK родбОп циклов, (20)
где п — число оборотов вала в минуту.
Для деталей, испытывающих один цикл изменения напряжений на протя-
жении одного цикла работы крана 1 (крюки, крюковые траверсы, оси канатных
Фиг. 24. Усталостная кривая
Вёлера.
блоков, валы механизма подъема, работающие
только на кручение, вертикальные фермы и
балки, воспринимающие нагрузку от веса под-
нятого груза, и т. п.),
N = LtK^ циклов. (21)
Для деталей, испытывающих один цикл
изменения напряжений при каждом включении
механизма 2 (валы механизмов поворота и пе-
редвижения, работающие только на кручение,
горизонтальные фермы стрел и хоботов при
работе механизма поворота),
N = LtKm циклов. (22)
Задаваясь величинами L, tbt ПВ и т можно приближенно определить
число циклов изменения напряжении в любой детали.
Завод ПТО им. Кирова принимает сроки L службы деталей механизмов
и металлических конструкций по данным табл. 18, а продолжительность вклю-
чения (ПВ) и среднее число включений в час т по данным табл. 19. Количество
часов работы крана в год можно вычислить по данным табл. 5, где ориенти-
ровочно дано количество рабочих дней в году и рабочих часов в сутки.
Таблица 19
Таблица 18
Рекомендуемые сроки службы деталей
и конструкций кранов
Наименование деталей (элементов) Режим работы
л С т ВТ
Детали меха- низмов: L, лет
неизнаши- вающиеся 30 20 15 10
изнашиваю- щиеся 15 10 7,5 5
Металлокон- струкции 50 30 25 20
Л, час.
Подшипники качения 1000 4000 8000 16000
Продолжительность включения (ПВ)
н число включений в час в зависимости
от режима работы
Режим работы
15 25 40 60 30 60 120 240
1 Предполагается четыре включения за один цикл работы крана: подъем с грузом,
опускание с грузом, подъем без груза, опускание без груза.
8 Симметричный цикл — пуск и торможение.
Пользуясь указанными данными, можно составить примерный перечень
деталей механизмов, которые необходимо рассчитывать на выносливость
(табл. 20).
При пользовании последней та-
блицей следует иметь в виду, что для
некоторых деталей, например для
стандартных крюков, проволочных
канатов, расчет должен производить-
ся согласно требованиям соответст-
вующих ГОСТ и Правил Госгортех-
надзора только на прочность.
Кроме того, такие детали, как
шпонки, шлицы, стенки канатных
барабанов по характеру их работы,
независимо от числа нагружений, рас-
считываются только на прочность
(см. гл. I второй части).
Наблюдения за работой металли-
ческих конструкций показывают, что
усталостные трещины возникают толь-
ко у кранов, имеющих тяжелый и
весьма тяжелый режимы работы, в
тех элементах, где имеют место рас-
тягивающие напряжения. Поэтому
для этих режимов и следует произво-
дить расчет указанных элементов
металлических конструкций на вы-
носливость.
Элементы металлических конст-
рукций, работающие исключительно
в области сжимающих напряжений,
независимо от числа циклов измене-
ния напряжений рассчитываются
только на прочность.
Таблица 20
Примерный перечень деталей
механизмов портальных кранов,
подлежащих расчету на выносливость
Наименование деталей Режимы рабо- ты, при кото- рых необходим расчет на выносливость
Детали, участвующие во вращении:
зубчатые колеса, валы, вращающиеся оси,чер- вяки, червячные вен- цы, звездочки, муфты Детали, не участвующие во вращении: Лп,С,ТиВТ
крюки, крюковые тра- версы, оси канатных блоков, детали подве- сок Т и ВТ
оси балансиров ходовой части, оси шарниров стрелового устройства, цевки цевочных бара- банов С, Т и ВТ
*) Исключение составляют детали, делаю-
щие менее 5 об/мин., которые достаточно рас- считывать только на прочность.
8. Определение эквивалентных нагрузок для расчета на выносливость
Эквивалентная нагрузка Q3, действие которой при расчете на выносливость
равноценно суммарному действию переменных нагрузок, определяется по фор-
муле _______________
т/ i i / л, in \т I
<ъ=в.у +Ш "4 (23)
где ATlt Л^2» •••> Nn — число нагружений рассчитываемой детали нагрузками
Qi, Qz, •••> Qn (расположены в убывающем порядке);
N — общее число нагружений (циклов) (см. п. 7 настоящей
главы);
т —показатель степени кривой Вёлера (фиг. 24) (принимается
по табл. 26).
Расчет по формуле (23) производится только в том случае, когда число
циклов при действии наибольшей нагрузки меньше базового числа
циклов No. В противном случае эквивалентной нагрузкой является нагрузка Qr.
При расчете на контактную прочность ходовых колес, зубчатых колес
и подшипников качения, чтобы учесть износ, в расчет условно вводятся все
нагрузки с общим числом их приложений N.
При расчете на выносливость по изгибу, растяжению и кручению в фор-
мулу (23) вводятся только те нагрузки, которые вызывают перенапряжения,
т. е. напряжения, превышающие длительный предел выносливости (в этом
случае N —общее число циклов перенапряжений).
47
Если при указанном расчете в формулу (23) подставить все нагрузки, то
эквивалентная нагрузка Q3 будет больше и расчет будет выполнен с увеличен-
ным запасом.
Для расчета эквивалентных нагрузок нужно заранее иметь графики работы
всех механизмов крана, по которым можно определить величины Qr, Q2,
Фиг. 25. Условные графики для определе-
ния эквивалентного веса груза: а, б и в—
для крюковых кранов легкого, среднего
и тяжелого режимов работы; г — для за-
мыкающей лебедки грейферного крана;
д—для металлических конструкций (сум-
марная нагрузка на замыкающих и подъ-
емных канатах);
Q3, Qn и Л\, N2, Af3, Nn. Обычно
для крюковых кранов, работающих с пе-
ременными грузами, такие данные отсут-
ствуют. То же в ряде случаев имеет
место и для грейферных кранов. В этом
случае следует задаться наиболее веро-
ятными графиками нагрузки и по ним
определить Q3.
На фиг. 25 приведены примерные
графики для определения эквивалент-
ного веса груза крюковых и грейфер-
ных кранов общего назначения. Число
циклов для удобства в этих графиках
заменено относительным временем, вы-
раженным в долях единицы. По этим
графикам, пользуясь формулой (23),
можно непосредственно вычислить Q3.
Так, например, для расчета валов меха-
низма подъема крюкового крана, делающих
менее 20 об/мин. 1 при среднем режиме работы
из графика фиг, 25, б подставляем в формулу
(23) значения Qi = Q; Q2 = 0,5Q; Q3 = 0.25Q;
Q4 = 0,l Q и Л\ = 0,25; JV2 = 0,125; N3 = 0,125;
Л/4 = 0,5; N = 1 и получаем эквивалентный
вес груза
— Q (0,25 + 0,58-0,125 + 0,25«-0,125 +
+ и, 1° и,о) = 0,83 Q.
Для расчета зубчатых колес и подшипни-
ков качения на контактную прочность при
т = 3 получаем Q, = 0,64 Q.
Аналогично вычисленные значения
эквивалентного веса груза приведены
в табл. 21. Эти значения могут быть
приняты для предварительного расчета
деталей механизмов подъема и металли-
ческих конструкций крюковых и грей-
ферных кранов.
Q — вес груза и грузохватного приспособления;
Ggp и — вес грейфера и вес захватываемо-
го материала.
Для учета перегрузок при пусках
и торможениях механизма подъема
эквивалентный вес груза Q3 следует
умножать на поправочный коэффициент:
—для деталей механизма подъ-
ема; соответственно расчетная нагрузка
Qp ==
Ф1 —для элементов металлических
конструкций; соответственно расчетная
нагрузка
Qp = <p/Qa.
Коэффициент можно
п. 2 третьей части.
принимать по данным табл. 22, ipi — по данным
1 Для валов с большим
груза Qx, так как > No.
48
числом оборотов эквивалентной нагрузкой является вес
Таблица 21
Приближенные значения эквивалентного веса груза Qs для крюковых и грейферных
кранов при расчете на выносливость по 1-му случаю нагрузки
Тип крана Режим работы Q3 для расчета 1
на контактную прочность на растяжение, изгиб и кручение 1 1 металлических конструкций
подшипники при любом числе обо- ротов и зубчатые колеса, делаю- щие менее 40 об/мин. ‘зубчатые колеса, делающие более 40 об/мин. вращающиеся де- тали, делающие более 20 об/мин., кроме валов, ра- ботающих только на кручение i остальные детали и валы, рабо тающие только на кручение
Крюковой Л 0,55Q Q Q 0.75Q Не рассчи- тываются
С 0,65Q Q Q 0.85Q
т 0.75Q Q Q 0.9Q 0.8Q
Грейферный с независимыми лебедками ВТ 0.5Q1’ 0,5Q>* 0,7Q»» 0.7Q11 0.9Q
* > Для расчета замыкающей лебедки. Примечание. Q для крюковых кранов — вес груза и подвески; для грейферных — вес грейфера с грузом.
Коэффициент ipi условно определяется как динамический коэффициент
при подъеме с подхватом при половинной скорости механизма в момент отрыва
груза от земли [формула (137)].
Эквивалентное давление ветра для расчета механизмов на выносливость,
по данным ВНИИПТмаш 1 [15], можно принимать равным 5 кПм\ Следует,
однако, заметить, что это.давление настолько мало по сравнению с другими
нагрузками, что им в расчетах обычно пренебрегают.
При расчете металлических конструкций на выносливость по эквивалент-
ным нагрузкам следует иметь в виду, что портальные краны не работают по-
стоянно при максимальном вылете. Поэтому в расчете следует учитывать экви-
валентный груз на вылете (0,7-=-0,8) /?тах.
Для расчета механизмов поворота, передвижения и изменения вылета
при определении эквивалентных нагрузок должны быть учтены пуски и
Таблица 22
Рекомендуемые значения поправочных коэффициентов для расчета
механизмов по 1-му случаю нагрузки
Наименование механизма Участок механизма 5,
Режим работы
Л С т ВТ
Все механизмы Двигатель — тормоз 1,5 1,5 2 2
Механизмы подъема Механизмы поворота, изме- нения вылета и передвижения Тормоз — ра- бочий орган 1 1,1 1,1 1,2 1,2 1,3 1,3 1,4
1 Всесоюзный научно-исследовательский институт подъемно-транспортного машино-
строения.
49
торможения, при которых имеет место значительное и сравнительно длитель-
ное возрастание нагрузок.
Ввиду сложности таких вычислений за эквивалентную нагрузку для
этих механизмов можно принимать усилия и моменты, вызванные в меха-
низме номинальным моментом двигателя Мн, умноженным на поправочный
коэффициент (табл. 22). Расчетная нагрузка этих механизмов
Мр=^Мн.
9. Расчетные нагрузки механизмов и металлических конструкций
Как указывалось выше, основные механизмы и металлические конструкции
крана рассчитываются для трех случаев нагрузки (см. п. 4 настоящей главы).
Расчетные нагрузки механизмов. Для 1-го случая расчетными нагрузками
являются эквивалентные (см. п. 8 настоящей главы), для 2-го — максималь-
ные динамические (см. п. 6 настоящей главы). По нагрузкам 3-го случая (соб-
ственный вес и давление ветра нерабочего состояния) рассчитываются только
механизмы изменения вылета и противоугонные захваты. В некоторых случаях
нагрузки нерабочего состояния могут вызывать максимальные усилия и мо-
Таблица 23
Расчетные нагрузки основных механизмов
Наименование механизма Случаи нагрузок
1-й 2-й 3-й
подъема 11 ст
изменения вылета *>4, Мх = Сц Мх Собственный вес укосины и давле- ние ветра нерабо- чего состояния
поворота Между двигателем и тормозом Между тормозом и приводной шестер- ней (звездочкой) 1,2 Мпр —
передвиже- ния М'х = но не более Мбукс Если М' , то -V букс между двигателем и тормозом М'х = 2’; между тормозом и хо- довыми колесами М$уКС —
Мэ — момент на рассматриваемом валу х от веса эквивалентного груза Q3, формула (23) и табл. 21; Л1к — момент на рассматриваемом валух от действия номинального момента двигателя; Мст — момент на рассматриваемом валу х от веса максимального груза Q (статический момент); Мх — момент на рассматриваемом валу х при пуске (торможении) формула (15); Afпр — момент на рассматриваемом валу х от действия предельного момента муфты; ^букс ~ момент на рассматриваемом валу х от буксования приводных колес; — поправочный коэффициент, табл. 22; — динамический коэффициент, формулы (9—11) и табл. 15; ^11 — динамический коэффициент, формула (12). 1) Расчет по двухмассовой схеме без учета масс, расположенных за муфтой предельного мо- мента, аналогично фиг. 21, в. Вместо статического момента действует Af^. 2) Расчет по двухмассовой схеме без учета поступательно движущихся масс. Вместо стати- ческого момента действует (см. п. 6).
50
менты в деталях ходовой части крана (оси ходовых колес, оси шарниров балан-
сирных тележек).
Для механизмов подъема, поворота, изменения вылета и передвижения
расчетные формулы сведены в табл. 23.
Расчетные нагрузки металлических конструкций. При определении рас-
четных нагрузок металлических конструкций необходимо рассмотреть несколько
наиболее вероятных комбинаций нагрузок.
Для 1-го случая нагрузок необходимо рассмотреть две комбинации.
Комбинация А. Кран неподвижен. Производится подъем эквива-
лентного груза с земли. В момент отрыва груза от земли скорость канатов
умеренная (принимается равной половине номинальной скорости подъема).
Ветра нет. По этой комбинации проверяются на выносливость балки и верти-
кальные фермы, воспринимающие полученную нагрузку.
Комбинация Б. Кран в движении (поворот и изменение вылета).
Производится нормальное торможение механизма поворота или изменения
Расчетные нагрузки для металлических конструкций
Таблица 24
Нагрузки 1-й случай 2-й случай
Комбинации нагрузок
А. Кран непо- движен. Подъем груза с земли с половинной ско- ростью Б. Кран в дви- жении. Нормаль- ное торможение поворота В. Кран непо- движен. Подъем груза с земли с полной ско- ростью (рывок) Г. Кран в дви- жении. Резкое торможение по- ворота и изме- нения вылета
Собственный вес элементов крана G G G G G
Вес груза и подвески Q и вызван- ное этим весом натяжение грузо- вых канатов "ФцФ Q
Горизонтальная сила, вызван- ная отклонением грузовых кана- тов от вертикали на угол а — Qa tg <rT — Q tgan
Силы инерции от торможения поворота Ti и изменения вылета Тг (силы инерции груза учтены угла- ми а) — 0,5 7\ — Ti и Тя
Давление ветра на кран силой Рв (давление ветра на груз учтено углами а) — — — РвП
Центробежные силы инерции масс укосины при вращении кра- на Т2 — — — Л
Q3 — эквивалентный вес груза, формула (23) и табл. 21;
и фц — динамические коэффициенты, п. 2 третьей части;
Т\ — сила инерции от торможения механизма поворота (вычисляется для самого резкого тормо-
жения). В механизмах с муфтой предельного момента такое торможение соответствует
проскальзыванию этой муфты.
51
вылета. Ветра нет. По этой комбинации проверяются на выносливость гори-
зонтальные решетки и связи, а также пояса стрел.
По 1-му случаю нагрузок рассчитываются металлические конструкции
кранов только тяжелого и весьма тяжелого режимов работы.
Для 2-го случая нагрузок необходимо рассмотреть также две комбинации.
Комбинация В. Кран неподвижен. Производится подъем максималь-
ного груза с земли. В момент отрыва груза от земли скорость канатов равна
полной скорости подъема. Ветра нет. По этой комбинации рассчитывается
прочность балок и вертикальных ферм, воспринимающих полученную нагрузку.
Комбинация Г Кран в движении (поворот и изменение вылета).
Производится резкое торможение механизмов поворота и изменения вылета
(предполагается мгновенное приложение полного тормозного момента). На
кран действует максимальный ветер рабочего состояния. По этой комбинации
производится расчет на прочность горизонтальных решеток, связей и проверка
поясов балок и ферм от совместного действия вертикальных и горизонтальных
нагрузок.
По нагрузкам 2-го случая рассчитываются металлические конструкции
кранов всех режимов работы.
Количество расчетных комбинаций А, Б, В и Г может быть уменьшено
в тех случаях, когда имеются ранее проделанные расчеты подобных кранов,,
показывающие, какие комбинации являются определяющими.
Нагрузки 3-го случая в обычных кранах не определяют размеры сечений
элементов, и поэтому по данному случаю следует проверять металлические
конструкции только тех кранов, которые имеют необычно большие размеры
(высоты, вылеты).
В табл. 24 сведены расчетные нагрузки 1-го и 2-го случаев.
10. Основные формулы для расчета на выносливость и прочность
Расчет на выносливость производится из условия
= (24>
где и — напряжение в детали под действием расчетной нагрузки без учета
концентрации;
[or ft] — допускаемое напряжение в детали при расчете ее на выносливость;
Grk — длительный предел выносливости детали с учетом коэффициента
/ °пГп
асимметрии г цикла (г = —отношение алгебраических зна-
чений минимального и максимального напряжений), эффектив-
ного коэффициента концентрации напряжений k (определяемого
в зависимости от формы детали, чистоты ее поверхности и посадок),,
материала, размеров детали и термической обработки х;
п — запас прочности (см. п. 11 настоящей главы).
Для всех циклов, кроме находящихся только в области сжимающих напря-
жений, длительный предел выносливости определяется по формуле
= (1 — r)fe + (l -4-г)т; ’
где о_х — предел выносливости для симметричного цикла, определяемый для
данного материала с учетом термообработки и размеров детали для
гладкого образца (приближенные значения см. в табл. 25);
т] — коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла; для
углеродистых и низколегированных сталей т] = 0,2, для легирован-
ных сталей т) = 0,3.
1 Значения k см. в табл. 41 и 71.
52
Таблица 25
Длительные пределы выносливости стали для деталей механизма
(приближенные значения)
1 Деформация Симметричный цикл Пульсирующий цикл
углеродистые и низколеги- рованные стали легированные стали
Изгиб Растяжение Кручение ЧЭ 03 43 to to to СО 00 сч И W ООО II II II 3 S' - o' 7 j to = 0,7 Ов оТи Одр = Ъ,ЪЗОВ < ОТр Ток = 036ae гтк <*ои = 0,66Пв Оти о0р = 0,58ав - 7 оТр тОк = 0,34сгв < гТк
<гв — предел прочности при растяжении; сТп, вТр, ~тК— пределы текучести при изгибе, растяжении и кручении
При пользовании формулами табл. 25 пределы прочности материала дол-
жны браться с учетом размеров заготовки детали
Из формулы (25) могут быть получены частные выражения для пределов
выносливости с учетом концентрации напряжений для наиболее часто встре-
чающихся циклов — симметричного и пульсирующего:
для симметричного цикла (г = —1)
J—t .
k ’
(26)
для пульсирующего цикла (г = 0) для углеродистых и низколегирован-
ных сталей
ark (27)
для легированных сталей
= Л+ 0,з ’
Концентрация напряжений зависит от формы детали, состояния ее поверх-
ности и посадок и оценивается эффективным коэффициентом концентрации
k, который в общем случае определяется по формуле
к — кф kni
(29)
здесь кф — коэффициент, учитывающий геометрическую форму детали и ее
посадки (табл. 41);
kn — коэффициент, учитывающий чистоту обработки наружной поверх-
ности детали (табл. 41).
Если деталь имеет глубокие подрезы (шпоночные канавки, резьбу и т.п.),
то в расчет вводится больший из коэффициентов кф или kn, а не их произведение.
При расчете по ограниченному пределу выносливости в формулу (24)
вместо cfrk подставляется ограниченный предел выносливости определяемый
по формуле
(30),
где т — показатель степени кривой выносливости Вёлера (фиг. 24);
No — базовое число циклов;
N — число рабочих циклов за расчетный срок службы.
Значения т и NQ см. в табл. 26.
1 Рекомендуется пользоваться данными табл. 35 или марочниками материалов, в кото—
рых механические свойства указаны в зависимости от размеров образцов.
53
Таблица 26
Базовое число циклов No и показатель степени т [20]
Рассчитываемые элементы Аго т
Детали механизмов, у которых напряжения прямо про- порциональны нагрузкам (изгиб, сжатие, растяжение, кру- чение) 10 • 10е 8
Зубчатые колеса, ходовые колеса, катки (при расчете на контактную прочность) 10 • 10е 3
Листовые сварные и любые клепаные конструкции 2 • 10е 6
Решетчатые сварные конструкции 5 • 10е 3
Долговечность L (срок службы) детали в годах при проверочном расчете
можно определить по формуле
(31)
где STVf — число циклов перенапряжений (af ork) за год;
Остальные обозначения те же, что и в формуле (30).
Рекомендуемые сроки службы приведены в табл. 18.
Расчет на прочность для пластических материалов (сталь,
алюминиевые сплавы) производится по формуле
с?
П
а
(32)
для хрупких материалов (чугун, бронза)
L J п >
(33)
где а — максимальное напряжение в детали под действием расчетной на-
грузки без учета концентрации;
а?— предел текучести с учетом размеров детали, термообработки и ха-
рактера нагружения. Пределы текучести при изгибе и кручении для
стали определяются по формулам сТи = eucfTp-t х/к = ekgTp (значения
е„ и е« см. в табл. 27; сТр — предел текучести при растяжении);
ов — предел прочности с учетом тех же факторов;
п—запас прочности (см. п. 11 настоящей главы).
Таблица 27
Коэффициенты эквивалентности еи и ек при изгибе и кручении
Деформация Материал и форма сечения и ел
Изгиб Углеродистая сталь; сечение—круг и прямоугольник еи = 1,2
Углеродистая сталь; двутавровое сечение ев = 1,06
Углеродистая сталь; любое сечение, кроме круга, прямоугольника и двутавра Легированная сталь; любое сечение еи = 1
Кручение Углеродистая и легированная сталь; круглое се- чение ел. = 0,6
54
Рекомендуемые значения запасов прочности для стали
Таблица 28
Механизм или конструкция 1-й случай нагрузки (расчет на выносливость) 2-й случай нагрузки (расчет на прочность) 3-й случай нагрузки (расчет на прочность) Специаль- ные на- грузки (монтаж- ные транс- портные и т. п.)
«1 о2 аз п = 1 + О1 + + Оз + Оз ai а2 оз1) п = 1 + О1 + + а3 + а3 о2 п = 1 + а 1 + 4- О2 + Os
Металлические конструк- ции 0,2 0,1 0,0 1,3 0,3 0,1 0,0 1,4 — — — — —
Механизмы подъема груза, изменения вы- лета, ходовые и опорные части, противо- угонные устройства Прокат и поковки из стали 0,5 0,1 0,0 1,6 0,5 о,1 0,0 1,6 0,3 0,1 — 1,4 . 1,1—1,2
Стальные отливки 0,5 0,3 0,0 1,8 0,5 0,3 0,0 1,8 0,3 0,3 — 1,6
Механизмы передвижения и поворота Некоторь Прокат и поковки из стали 0,3 0,1 0,0 1,4 0,3 0,1 0,0 1,4 — — — —
Стальные отливки ле рекомендаци 0,3 (И ПО ЧР 0,3 1СЛОВЫМ 0,0 значен! 1,6 иям аз для ряда с 0,3 :пециалр 0,3 >иых сл; 0,0 /чаев пр 1,6 введены в табл. 2S — — —
11. Запасы прочности
Запас прочности определяется по формуле
п = 1 + ах 02 + 0з-
(34)
Здесь аА— доля запаса, учитывающая минимально допустимый запас проч-
ности. Величина ах назначается в зависимости от ответственности
рассчитываемого элемента;
а2 — доля запаса, учитывающая дефекты материала, возможные пороки
в прокате, поковках и отливках, отклонение от номинальных
размеров и коррозию. Так, для профильного и листового проката,
•а также деталей механизмов, изготовляемых из проката и из сталь-
ных поковок, рекомендуется принимать а2 = 0,1, для стальных
ютливок а2 = 0,3. Если для деталей механизмов применяются по-
вышенные меры контроля (проверка гамма-лучами или ультра-
звуком), то можно уменьшать значения а2;
а3 — доля запаса, учитывающая неточность определения внешних нагру-
зок и неточность расчета напряжений.
Таблица 29
Рекомендуемые значения а3 для специальных случаев
Наименование узлов и деталей Особенности условий работы
Ноги и ригели порталов порталь- ных кранов Просадки подкрановых путей 0,3
Балансиры ходовых частей кранов То же 0,3
Оси ходовых колес 0,2
Каркасы и поворотные рамы пор- тальных кранов Нежесткость несущих опорных устройств; толчки от качания пово- ротной части при отходе задних опор- ных роликов от круговых рельсов 0,3 -
Высокопрочные предварительно на- пряженные болтовые соединения ме- таллических конструкций Релаксация напряжений в болтах; изменяемость состояния резьбы бол- тов и гаек; изменяемость коэффициен- та трения 0,2
При расчетах внешние нагрузки (вес, ветер, силы инерции и т. п.) обычно
назначаются по наибольшим возможным значениям, которые обеспечивают
соответствие или некоторое превышение расчетных нагрузок по сравнению
с действительными.
При расчете напряжений основываются на точных теоретических положе-
ниях и в большинстве случаев исходят из предпосылок, увеличивающих запас
прочности, и, таким образом, в обычных случаях можно принимать а3 — 0.
В случаях, когда внешние нагрузки не могут быть точно определены,
слагаемое а3 рекомендуется назначать больше нуля. К таким случаям отно-
сится расчет поворотных рам, опирающихся на упругое основание, осей ходо-
вых колес, испытывающих перегрузки из-за неровностей пути, порталов,
у которых по той же причине могут меняться опорные давления, многоопор-
ных валов и балок.
В табл. 28 даны рекомендуемые значения величины alt а2 и а3 для обычных
условий расчета и работы кранов.
Некоторые рекомендации по выбору а3 для ряда указанных специальных
«случаев приведены в табл. 29.
ГЛАВА 1П
МАТЕРИАЛЫ
12. Материалы для металлических конструкции:
Для изготовления металлических конструкций портальных кранов при-
меняются углеродистые стали обыкновенного качества (ГОСТ 380—60), стали
мостовые (ГОСТ 6713—53), стали углеродистые качественные конструкционные
(ГОСТ 1050—60), стали низколегированные (ГОСТ 5058—57). Для изготовле-
ния стрел в некоторых случаях находят применение легкие алюминиевые
сплавы.
Стали. Рекомендуемые марки сталей для металлических конструкций
портальных кранов приведены в табл. 30, а механические свойства и химиче-
ский состав этих сталей — в табл. 31 и 32. Для основных расчетных элементов
крановых конструкций, согласно Правилам Госгортехнадзора, допускается
применять только сталь мартеновской выплавки.
Из стали, выплавляемой конверторным способом (бессемеровской и тома-
совской), не допускается изготовление расчетных элементов, так как она имеет
повышенное содержание газов (в частности, азота) и вредных примесей (серы и
фосфора). Кроме того, конверторная сталь обладает склонностью к старению
и повышенной хладноломкостью.
Металлические конструкции портальных кранов в процессе работы под-
вергаются воздействию переменных динамических нагрузок, а также темпера-
турным воздействиям. Эти особенности условий работы обуславливают выбор'
марки стали, способы соединения элементов между собой и выбор конструк-
тивных форм.
Концентрации напряжений в конструкциях кранов тяжелого и весьма
тяжелого режимов работы приводят к образованию усталостных трещин, чаще
всего в месте резкого изменения сечения элементов (в сварных конструкциях —
у стыковых швов на границе шва и основного металла и в концах фланговых
швов, в клепаных конструкциях—у заклепочных отверстий). Наибольшие кон-
центрации напряжений возникают в решетчатых сварных конструкциях,
меньшие—в листовых сварных и еще меньшие — в клепаных конструкциях.
Различные марки сталей показывают различную склонность к образованию-
усталостных трещин. У низколегированных сталей эта склонность больше, чем
у обычных малоуглеродистых сталей, и поэтому следует избегать применения
низколегированных сталей для изготовления решетчатых сварных конструкций
с тяжелым и весьма тяжелым режимами работы.
Обычная сталь марки Ст. Зкп (кипящей плавки, ГОСТ 380—60), приме-
няемая для мостовых кранов, работающих в отапливаемых помещениях, для-
сварных металлических конструкций портальных кранов непригодна, так как
в местах концентрации напряжений при низких температурах она склонна
к переходу в хрупкое состояние. Так, при понижении температуры от +15°
до —40° ударная вязкость этой стали уменьшается в 16 раз. Поэтому метал-
лические конструкции портальных кранов изготовляются из стали Ст. 3,
57
Таблица ЗС
Стали, применяемые для изготовления металлических конструкций портальных
кранов (по данным завода ПТО нм. Кирова)
гост Марка стаяв Сравнитель- ная стоимость в % от стои- мости стали марки Ст. 3 кп
380—60, груп- па А и Б Ст. 0 МСт. 0 и БСт. 0 Для кожухов, обшивок кабин, огражде- ний, настилов и других нерасчетных эле- ментов из листового проката толщиной до 3 мм включительно 93
380—60, группа А и Б Ст. 2 Для гнутых и штампованных элементов 115
380—60, груп- па А и под- группа В Ст. 3 и ВСт. 3 I Для всех сварных и клепаных конструк- ций, за исключением конструкций, работаю- щих при температурах ниже —40° 115
6713—53 Ст. 3 мост Для клепаных конструкций без ограни- чения 135 1
М16С Для сварных конструкций без ограниче- ния и для конструкций, работающих при температурах ниже —40° с применением мер по снижению концентрации напряжений 160 1
5058—57 10ХГСНД (МС-1) Для клепаных конструкций без ограниче- ния Для сварных конструкций с применение** мер по снижению концентраций напряжений —
10ХСНД (СХЛ-4) 218
15ХСНД (СХЛ-1, НЛ-2) 150
5058—57 1050—60 15ХСНД 20 1 Для сварных конструкций из труб —
спокойной плавки, у которой ударная вязкость при тех же условиях умень-
шается только в два раза.
Для кранов, работающих в северных районах при температурах 20—40°
ниже нуля, рекомендуется применять сталь марки ВСт.З (подгруппа В).
В этой стали для лучшей ее свариваемости ограничиваются верхние пределы
содержания углерода и кремния и гарантируется минимальная ударная
вязкость при низких температурах (не менее 3 кГм!см? при температу-
ре —20°).
Основным видом соединений элементов металлических конструкций в на-
стоящее время является электродуговая сварка. Исключение составляют
монтажные стыки, которые обычно выполняются с помощью заклепок или
болтов.
От правильного выбора марки электродов, материала заклепок, болтов
и гаек зависит прочность соединений. В табл. 33 даются рекомендации по
выбору материала заклепок, болтов и по выбору марок электродов, элект-
родной проволоки и флюсов. Механические свойства металла шва даны в
табл. 34.
58
Таблица 31
Механические свойства и химический состав углеродистых сталей, применяемых для металлических конструкций портальных кранов
гост Марка стали Минимальное значение Oj. (кГ/мм*) по раз- рядам толщины про- ката !> ав кГ/мм* ь5, %, не менее Минимальные зна- чения ак в состоянии поставки (кГм!см*) при температуре Предел вы- носливости при симме- тричном цикле рас- тяжения кГ/мм* Содержание элементов (для мартеновской стали), %
С S1 Мп р S
1-й 2-й 3-й +20° -20° не более
380—60 Ст. 0 — — — 32 18 22 — — 0,23 — — 0,070 0,060
Ст. 2 22 20 19 34—42 26 31 — — 0,09-0,15 0,07 0,25—0,50 0,045 0,055
Ст. 3 24 23 22 38—47 23—21 27-25 73); Ю4) з5» 12,6°’ 0,14—0,22 0,12—0,30 0,40—0,65 0,045 0,055
6713-53 Ст. 3 мост 24 38 22 26 73); 104) 3,53> 44’ 0,14-0,22 0,15—0,30 0,40—0,65 0,050 0,045
М16С 23 38 22 26 — 3,53’ 4 4> 12,6 3) 0,12—0,20 0,12—0,25 0,40—0,70 0,045 0,040
1050—60 1) 1-й 2-й 3-й 3) ДЛЯ 3) Для 4) Для 5) Тол 0) См. 20 (трубы) : разряд — । разряд — ( разряд — с; I гладкого < [ листовой ( [ фасонной ько для ли< также таб/ -1-1- фасонная сталь толщин листовая » » фасонная » » листовая » » фасонная » » чистовая » » образца с прокатной ко зталн поперек прокатки стали вдоль прокатки. :товой стали ЙСт. 3. I. 72. ой до 15 от 4 д свыше » » » ркой. 1. мм включительно; о 20 Мм включительно; 15 до 20 мм включительно; 20 мм до 40 мм включителы 20 мм; 40 до 60 мм включительно. <о; 0,17—0,25 0,17—0,37 0,35—0,65 0,045 0,040
Таблица 32
Механические свойства и химический состав низколегированных сталей,
применяемых для металлических конструкций портальных кранов (по ГОСТ 5068—57)
Марка стали Толщи прока* мм • Механические свойства при растяжении | едел вынося н- н при енммет- <чном цикле |стяження 1 кГ/мм*
на ат Пр вост р| pi
га, кГ!мм*
не менее 1
10ХГСНД (МС-1) 4—32 54 33—40 51 40 16 19 37 15 —
юхснд (СХЛ-4) 4 —32 54 33-40 51 40 16 19 37 15 —
ЮХСНД (СХЛ-1, НЛ-2) 4—32 35 18
Марка стали Содержание элементов, %
Мп Ni Р s 1 1 1
не более
юхгснд (МС-1) юхснд (СХЛ-4) 0,12 0,12 0,80—1,10 0,80—1,10 0,80—1,2С 0*50—0,8С >0,30—0,50 >0,60—0,90 1,00—1,30 0,50—0,80 0,30—ОД) 0,40—0,65 0,040 0,040
15ХСНД 'о 12 0 18 (СХЛ-1, НЛ-2) । Для гладкого образ 0,40—0,70 та с прока 0,40—0,70 тной корке 0,60—O,9ojo,3O—О,6о|о,2О—0,40 •й |20].
По Правилам Госгортехнадзора, сварные соединения должны иметь пре-
дел прочности не ниже нижнего предела прочности основного металла и угол
загиба (при (Испытании на загиб) не менее 100°.
При проектировании металлических конструкций следует учитывать воз-
можность выполнения швов с помощью автоматической или полуавтоматиче-
ской сварки под слоем флюса. Металл таких швов характеризуется высокими
механическими свойствами и сопротивляется старению лучше, чем ос-
новной.
Алюминиевые сплавы. За последние годы легкие алюминиевые сплавы
[41], [48], [61] нашли применение в самых разнообразных отраслях промыш-
ленности и строительства, однако в краностроении они применяются еще мало
вследствие высокой их стоимости (в 10—15 раз выше стоимости стали марки
Ст. 3). В настоящее время ВНИИПТмаш производит изготовление опытных
крановых конструкций из этих сплавов, в частности, стрелы портальных
кранов.
Применение алюминиевых сплавов для таких элементов портальных
кранов, как хобот и стрела, уже сейчас может оказаться рентабельным при
реконструкциях существующих кранов, и дает возможность увеличения их
вылета, грузоподъемности н повышения скорости движений.
.60
Таблица 33
Материалы заклепок и болтов, электродов, электродной проволоки и флюсов
(по данным завода ПТО им. Кирова)
Марки сталей соединяемых элементов Материал для заклепок Материал болтов и гаек болтовых соединений, работающих на срез и растяжение Материал болтов, гаек и шайб высо- копрочных предвари- тельно напря- женных бол- товых соеди- нений Вид сварки
Ручная Автоматическая и полу- автоматическая
Тип элек- трода (не ниже ука- занной марки), ГОСТ 9467—60 Марка сварочной проволоки Марка флюса
Ст. 0 Ст. 3, ГОСТ 449—41 Ст. 3 И Ст. 4, ГОСТ 535—58 40 X, ГОСТ 4543—57 Гайки и болты за- калены до твердости НВ = = 297—302, а шайбы НВ = = 268—285 Э42 или Э34 — —
Ст. 2 Э42 Св. 08 или Св. 08А, ГОСТ 2246—60 : ОСЦ-45 “АН-348 ФЦ-9
Ст. 3
ВСт. 3
Ст. 3 мост — — —
М16С • Э42 Св. 08А или Св. 082ГА, ГОСТ 2246—60 АН-348-А или ОСЦ-45
10ХГСНД 10ХСНД Г5ХСНД 10Г2СД(МК) или 09Г2 15ХСНД, ГОСТ 5058—57 Э42А и Э50А Св. 08А ОСЦ-45
Таблица 34
Механические свойства металла шва и сварного соединения (по ГОСТ 9467—60)
Тип электрода (стальные Основное назначение Металл шва при применении Сварное соединение при при- менений электродовдиаметром 3 мм и менее, а электродов Э34 — всех диаметров
электродов диаметром более 3 мм
для дуго- •
вой сварки) °8 кГ/мм* °7 /о кГм/см* Gfl| кГ(мм* Угол загиба, град.
не менее
Э34 Сварка конструк- — — — 34 30
Э42 ционных малоуглеро- дистых и низколеги- 42 18 8 42 120
Э42А рованных сталей 42 22 14 42 180
Э50 Сварка конструк- 50 16 6 50 90
Э50А ционных среднеугле- родистых и низколе- 50 20 13 50 150
Э55 тированных сталей 55 20 12 55 140
13. Материалы для деталей механизмов
Одной из важнейших задач при проектировании является выбор марки
материалов и назначение термической обработки деталей. При этом
61
ю
Стали для деталей механизмов (поковки, прокат, штамповка)
Таблица 35
Марка, гост Назначение Сваривае- мость Термическая обработка Сечение по- ковки или проката, мм Механические свойства (по материалам завода ПТО им. Кирова)' Стоимость в % от стоимо- сти стали марки Ст. Зкп Примечания
<*в ° г б5 ф ак НВ
кГ/мм* кГ/мм' % % кГм/см*
Ст. 0, 380—60 Кожухи механизмов из листа толщиной до 3 мм, распорные втулки, кольца, заклад- ные крышки редукторов и подшипников и другие детали, не несущие значительных на- грузок Хорошая — — 32 22 — — — — 93 Заменители: Ст Зкп Г0СТ г q 380—60 Ст. о
Ст. 3 кп, 380—60 Кованые подшипники и крышки, привар- ные втулки, платики, болты, гайки, штам- пуемые из литов Хорошая — 40 40—100 100—250 38—47 24 22 21 27—25 8 — вдоль прокатки; 7—попе- рек про- катки при /= + 20° 110—130 100 Заменители: Ст. 3 ГОСТ 380—60 сталь 20, ГОСТ 1050—60
Ст. 3, 380—60 (спокой- ной плавки) Пластинчатые крюки, вилки и щеки под- весок Хорошая —— 40 40—100 100—250 38—47 24 23 22 27—25 110—130 114 Заменитель — сталь 20, ГОСТ 1050-60
Ст. 4, 380—60 Гайки крюков, болты и шпильки, непри- вариваемые детали, от которых требуется повышенная по сравнению со сталью Ст. 3 прочность и твердость Ограни- ченная — 40 40—100 100—250 42—52 26 25 24 25—23 — 8 115—150 114 Заменители: сталь 30, ГОСТ 1050—60; Ст. 5, ГОСТ 380-60
Ст. 5, 380—60 Валы механизмов передвижения и пово- рота; полумуфты, квадратные рельсы, болты, работающие на срез в муфтах, венцах и ступицах барабанов Ограни- ченная — 40—100 f 50—62 27 16—14 — — — 114 Заменители: сталь 40, ГОСТ 1050—60; Ст. 6, ГОСТ 380-60
Ст. 6, 380-60 Валы механизмов передвш^двя и пово- рота: штифты, шпонки несздВДвртпые, гайки круглые с эакаливаемьод^/шяицами, катки поворотных устройс^.*^* Ограни- ченная — 40 40—100 100—250 65—72 31 30 30 16—14 — — — 114 Заменители: сталь 45, ГОСТ 1050—60; сталь 50, ГОСТ 1050-60
Сталь 20, 1050-60 Кованые крюки, вилки и щеки подве- сок, серьги, траверсы и другие детали, от которых требуется вязкость, трубы бесшов- ные. Может применяться для цементуемых деталей Хорошая Н <80 >80 42 40 25 24 25 23 55 50 — 116—149 129 Заменитель холод- нотянутых труб неответственного назначения — сталь 10, ГОСТ 1050—60
Сталь 45, 1050-60 Валы механизмов подъема и изменения вылета, оси ходовых колес, зубчатые муфты, крюковые траверсы, зубчатые колеса, валы- шестерни, тормозные шкивы, ходовые ко- леса и катки опорно-поворотных устройств Ограни- ченная Н <80 >80 61 61 36 36 16 14 40 35 3,0 167—207 129 —
3 и О <100 68 90 46 60 17 45 5 207—241 255—302
Сталь 50Г 1050-60 Детали, подверженные интенсивному истиранию, диски трения, рельсы опорно- поворотных устройств Плохая Ни О <80 >80 66 65 40 38 13 12 40 40 169-255 157 • —
40Х 4543-57 Тяжелонагруженные валы, валы-шестер- ни, шестерни, червяки, звездочки механизмов поворота и изменения вылета, болты предвари- тельно напряженных болтовых соединений Ограни- ченная 3 и О <50 50-80 80-160 160-240 88 80 75 70 70 60 55 48 10 6 1' 286—302 255-285 229—255 207-229 165 Может подвер- гаться поверхно- стной закалке т. в. ч. и газом
о
Продолжение табл. 35
Марка, ГОСТ Назначение Сваривае- мость Термическая обработка Сечение по- ковки или проката, мм Механические свойства (по материалам завода ПТО им. Кирова) Стоимость в % от стоимо- сти стали марки Ст.Зкп Примечания
ав °Т j а* НВ
кГ/мм' кГ/мм* % % кГм/см*
65Г, 1050-60 Шайбы пружинные, ходовые колеса, круговые рельсы опорно-поворотных устройств Плохая н <80 75 44 9 30 — 229—255 140 —
НБ-62, 5633—51 Железнодорожные рельсы типа Р и крано- вые рельсы типа КР Плохая — — — — — — — — 180 —
ШХ15, 801—60 Кольца нестандартных подшипников ка- чения Плохая 3 и О — — — — — — 58—63 220 —
60С2 2052—53 Пружины горячей навивки (прутки Ф 8 мм и выше) Плохая 3 и О 130 120 5 25 — 404—444 HRC = =43—47 206 Заменители: 60С2А, 55С2, 63С2А, ГОСТ 2052-53
Механические свойства при кручении
тв, кГ/мм2 хт, кГ/мм2 Модуль Юнга, кГ{мм2
ПО 70 20000
II 9389—60 Пружины холодной навивки (проволока 0 < 6 мм) •— — 0 0,7 0 2,0 0 4,0 0 6,0 210 175 145 120 — — — — — 290 1
Стали для деталей механизмов (отливки)
Мирка. ГОСТ Свариваемость Термическая обработка Механические свойства Сравнительная стоимость в % от стоимости стали марки Ст. Зкп. Примечания
1 Вид терми- ческой обра-i боткн *) I 1емпература нагрева. 6С 1 Охлаждаю- щая среда аТ б5 ак НВ
кГ/мм* % кГм!см*
не менее
25Л1, 977—58 Отливки лей Хорошая Н О 880—900 550—600 Воздух Печь 45 24 19 ^131 —
35ЛП, 977—58 Стойки подшипников, буксы, ступицы барабанов, барабаны, блоки, рычаги тормозов Ограни- ченная н о 880-900 550—600 Воздух Печь 50 28 15 3,5 ^143 345 Замени- тель — 55Л11
55ЛП, 977—58 Зубчатые колеса, зубчатые полу- муфты, тормозные шкивы, ходо- вые колеса Плохая н о 880—900 550-600 Воздух Печь. 60 35 10 2,5 170—228 345.
55ЛП1, 977—58 Те же детали, что и для 55Л11, ио с повышенными механическими свойствами Плохая н О 880—900 550—600 Воздух Печь 70 37 12 2,5 250—285 345 Механические свойства по данным завода ПТО им. Ки- рова
65Л Ходовые колеса и катки Плохая н с 71 90 40 60 8 5 — ^229 <1321 по ободу
ПЗЛ, 2J7G—57 Ножи грейферных ковшей и другие детали, работающие в абра- зивной среде Плохая 3 1050-1100 Вода 55 21 20 ^202 500 —
*) Обозначения: Н — нормализация; О колеса). — отпуск; 3 — закалка; С — сорбитизация (объемный нагрев. Закалка обода водой, отпуск за счет теплоты центра
Таблица 37
Чугунное н бронзовые отливин для деталей механизмов
Марка, ГОСТ Способ отливки к при растя- жении Меха> Пмм\ не » при из- гибе шческие с» «епее при сжа- тии эйства % не менее НВ
СЧ 18-36”, 1412—54 Блоки, барабаны, корпуса редукторов и крышки, тормозные колодки — 18 36 67 — 170-229 —
СЧ 28-48"’, 1412-54 Блоки, барабаны, корпуса редукторов и крышки повышенной прочности — 28 48’ 90 170—241 —
АСЧ-1 (антифрик- ционный), 1585-57 Втулки и вкладыши неответственных подшипников — — — — — 170—229 —
Бр. АЖ9-4Л”, 493—54 Втулки, вкладыши подшипников, венцы червячных колес В землю 40 — — 10 100 Заменитель — бронза АЖМц 10-3-1,5
В кокиль 50' — — 12
ЛАЖМц 66-6-3-7, (бронза) 1019-47 В кокиль 65 — — 7 — По данным завода «Сибтяжмаш»
Центробеж- ное литье 70 — — 7 —
Бр. ОФ10- 211 АМТУ- *) Применяете) ! Особо ответственные сильно нагруженные венцы червячных колес я заводом ПТО нм. Кирова В землю 20 — 3 80 По данным ВНИИПТмаш Sn = 9-11%, Р = 0,8-1,2%, Си = остальное; примесей ^0,75% 1
В кокиль 25 — — 3 100
учитывают требования наименьшей стоимости материалов, необходимой проч-
ности, выносливости, износоустойчивости, возможно меньшего веса деталей и
возможно простой их термической обработки, позволяющей в полной мере
использовать механические свойства материалов и, вместе с тем, не удоро-
жающей производства.
Количество марок применяемых материалов должно быть минимальным,
что особенно важно при мелкосерийном и индивидуальном производстве
портальных кранов.
В табл. 35—37 приведены марки металлов, применяемых для деталей меха-
низмов портальных кранов. В этих же таблицах указано рекомендуемое при-
менение и механические свойства материалов в зависимости от размеров и
термообработки изделий.
ГЛАВА IV
УСТОЙЧИВОСТЬ ПОРТАЛЬНЫХ КРАНОВ И РАСЧЕТ ОПОРНЫХ
ДАВЛЕНИЙ
14. Устойчивость
Устойчивость портальных кранов рассчитывается для двух состояний.
Первое — рабочее состояние, когда кран с максимальным грузом нахо-
дится в наиболее неблагоприятных условиях в отношении опрокидывания
в сторону груза. При этом рассматривается так называемая грузовая устой-
чивость крана.
Фиг. 26. Схема нагрузок к расчету грузовой устойчивости.
Второе — нерабочее состояние, когда кран без груза находится в наиболее
неблагоприятных условиях в отношении опрокидывания в сторону противо-
веса. При этом рассматривается собственная устойчивость крана.
Если ширина колеи подкрановых путей меньше базы портала, наиболее
неблагоприятным при расчете устойчивости будет положение стрелы, перпен-
дикулярное оси подкранового пути. В обратном случае наименьшая устойчи-
вость имеет место при положении стрелы, параллельном оси подкранового
пути.
68
Грузовая устойчивость определяется при работе крана
с номинальным грузом на максимальном вылете при максимальном давлении
ветра рабочего состояния, действующего по стреле в сторону опрокидывания,
при наклоне пути в сторону стрелы с грузом и отклонении грузовых канатов
от вертикали на угол ап (см. п. 6 гл. II). При этом кран стремится опроки-
нуться в сторону груза вокруг ребра (линии) Е опрокидывания (фиг. 26).
Согласно Правилам Госгортехнадзора, коэффициент грузовой устойчи-
вости для этого случая определяется как отношение момента относительно
ребра опрокидывания всех действующих на кран сил, кроме рабочего груза, 1
с учетом всех возможных дополнительных нагрузок (ветра, инерционных сил)
и уклона пути к моменту, создаваемому рабочим грузом относительно того же
ребра. Соответственно такому определению коэффициент грузовой устойчи-
вости будет равен (фиг. 26)
_Gv(& + xo) — Gxy0 — Риг — РвИувП
«1 —---------------> V>5)
где Gy — проекция веса крана G (без груза) при угле наклона под-
кранового пути у на ось у\ Gv = G cos у G;
Gx — тоже на ось х; Gx = G sin у;
х0 и у0 — координаты центра тяжести крана без груза;
b — половина расстояния между осями подкрановых рельсов;
Ра — сила инерции, возникающая при торможении опускающегося
груза (время торможения, если оно неизвестно, можно
принимать равным 1 сек.);
г — плечо силы Ри относительно ребра опрокидывания (длина
перпендикуляра, опущенного из точки Е на направление
канатов, отклоненных от вертикали на угол ап);
Рвн —давление ветра интенсивностью 40 кГ/м? на весь кран без
груза;
t/eii — расстояние от ребра опрокидывания до линии действия
силы Рвц;
-----натяжение канатов от действия груза Q.
S =
Плечо г может быть определено графически или по формуле
г= +
/^2 + (Л-ш7?тахГ”
здесь т = tg (90° + оц -L- у);
h и /?тах — высота концевых блоков хобота над головкой рельсов и наи-
больший вылет крана.
По Правилам Госгортехнадзора, из всех сил инерции, действующих на
груз, учитываются лишь сила инерции при торможении опускающегося груза
и центробежная сила инерции. По мнению авторов, дл’я портальных кранов
необходимо учитывать и другие горизонтальные силы инерции, указанные
выше. В формуле (35) это осуществлено введением угла ац.
Собственная устойчивость крана определяется для нена-
груженного крана при положении укосины, соответствующем минимальному
вылету, при ветре нерабочего состояния навстречу стреле и наклоне подкра-
нового пути в сторону противовеса. Кран стремится опрокинуться вокруг
ребра опрокидывания F (фиг. 27) в сторону противовеса.
Согласно Правилам Госгортехнадзора, коэффициент собственной устой-
чивости определяется как отношение момента, создаваемого весом всех частей
крана относительно ребра опрокидывания, к моменту от ветровой нагрузки
нерабочего состояния относительно того же ребра опрокидывания.
Для грейферных кранов вес грейфера следует относить к рабочему грузу.
69
Соответственно такому определению коэффициент собственной устойчи-
вости Z?2 будет равен (фиг/27)
4)—ОжХ, (36
III Л? Ill
где хо и 1/о — координаты центра тяжести крана при минимальном вылете
стрелы;
РвШ — давление ветра нерабочего состояния на кран;
Увт — расстояние от ребра опрокидывания до линии действия силы
Ллп.
Остальные обозначения см. в формуле (35).
При расчете устойчивости в обоих случаях угол у поперечного наклона
пути принимается для сухопутных кранов, работающих на постоянных путях,
у = 0; при работе на временных путях у = 2°; для кранов на плавучих доках
Фиг. 27. Схема нагрузок к рас-
чету собственной устойчивости.
этот угол принимают .равным углу макси-
мального крена.
Продольный уклон пути принимают та-
ким же, как и поперечный 1. При определе-
нии коэффициентов устойчивости надлежит
учитывать силы инерции, возникающие при
качке плавучего дока (если она имеет место).
Учитывая весьма тяжелые последствия,
связанные с опрокидыванием портальных кра-
нов, коэффициенты грузовой и собственной»
устойчивости k± и /?2 следует принимать не ме-
нее 1,4.
В исключительных случаях, -например
для доковых кранов (имеющих обычно весьма
малую ширину колеи), которые при коэф-
фициенте устойчивости 1,4 требуют постанов-
ки тяжелого балласта в портал, можно, при
учете всех дополнительных нагрузок, снижать
значения kr и k2 до минимальной, требуемой
Правилами Госгортехнадзора величины 1,15.
В этих случаях следует снабжать кран предохранительными подхватами (см.
фиг. 14), предотвращающими опрокидывание крана. Крепление подкрановых
рельсов к доку должно предусматривать возможность восприятия нагрузки
от этих подхватов.
15. Расчет опорных давлений
На ходовые колеса портальных кранов действуют вертикальные и гори-
зонтальные нагрузки.
Примем следующие предположения:
а) головки подкрановых рельсов лежат в одной горизонтальной пло-
скости;
б) все колеса крана касаются рельсов;
в) система портала, через которую передаются нагрузки от крана на
рельсы, является жесткой в вертикальном направлении (при этом предполо-
жении величина максимального вертикального давления колес на рельсы полу-
чается меньше, чем при предположении, что система портала шарнирная) 2.
Обычно достаточно определить давление колес крана на рельсы для 2-го и
3-го случаев нагрузки крана (2-й случай — максимальные нагрузки рабочего
1 У доковых кранов продольный уклон пути определяется углом дифферента дока.
2 Разница между расчетными давлениями при жестком и шарнирном порталах настоль-
ко невелика, что не влияет на число колес, определяемое при подсчете. Значительно большие
отклонения давлений от расчетных значений возникают при неисправности подкрановых
путей, что учитывается увеличением запаса прочности (см. табл. 29).
70
состояния, ветер по укосине, укосина с грузом на максимальном вылете;
3-й случай — максимальные нагрузки нерабочего состояния, ветер навстречу
укосине, укосина без груза на минимальном вылете).
Если кран находится на путях, имеющих уклон, или если он подвергается
качке, методы расчета останутся теми же, что и для рассматриваемого
случая, но потребуется учет дополнительных сил, вызываемых уклоном и
качкой.
Давления на опоры при максимальных нагрузках рабочего состояния.
На фиг. 28 представлена схема крана при максимальном вылете; укосина рас-
положена под углом к поперечной оси подкранового пути. Ось вращения
крана смещена на величину е от середины портала.
Фиг. 28. Схема к расчету опорных давлений крана
в рабочем состоянии.
На кран действуют следующие силы:
GH4 — вес неповоротной части, приложенный в центре тяжести портала;
этот вес считаем равномерно распределенным между четырьмя опорами; давле-
ние на одну опору ;
О2 — вес поворотной части с грузом, приложенный на расстоянии х0 от
оси вращения;
Рв — давление ветра на кран, действующее на высоте ув\
Т = — усилие от отклонения груза на канатах от вертикали, дей-
ствующее на высоте h.
Силы G2, Рв и Т заменяем вертикальной силой G2, приложенной на оси
вращения крана в точке О (фиг. 28), и моментом М = G2x0 + Рвув + Th,
действующим в плоскости стрелы. Кроме того, в плоскости опор действуют
горизонтальные силы Рв и Т, не создающие вертикальных нагрузок на
опоры.
Момент М раскладываем на два момента, действующих в плоскости осей
х и z, которые будут равны соответственно М cos ср и М sin <р.
Если допустить, что упругие деформации пути под опорами крана про-
порциональны вертикальным нагрузкам (подкрановые рельсы на сплошном
упругом основании, т. е. на 'железобетонных ленточных фундаментах или на
шпалах, уложенных на балластном слое, 1 то вертикальные давления на эти
Для других опорных условий определение давлений на опоры см. [21] и [61].
71
опоры будут равны
С=|
м
G 4-G — — лН^ + -21-21
икч т tr2 b iVl \ ъ ' а /
' ь — е ../cosy sin у\
G«, + Ga-j-Л11-j----—)
G. + G^^Al^ + ^y
ся,+б?-+-Чл1(^-^у
(37)
При положении стрелы, показанной на фиг. 28, наиболее нагруженной
будет опора С, максимальное давление на которую возникнет при угле <р,
определяемом из условия = 0, т. е. при tgq> = bQ, что соответствует поло-
жению стрелы, перпендикулярному к
диагонали BD (фиг. 28).
Если при расчете по формулам (37)
давление на наименее нагруженную опо-
ру А окажется меньше нуля, то это по-
казывает, что опора приподнялась над
рельсом и кран опирается на три точки.
Фиг. 29. Схема опорного контура крана, опи- Фиг. 30. Схема к расчету горизонталь-
рающегося на три точки (опора Л выключилась них поперечных опорных давлений
из работы). крана.
В этом случае опорные давления могут быть определены из условия равен-
ства нулю моментов относительно сторон треугольника BCD опорного контура
(фиг. 29):
о 1 (г I п b—e М cosy'
B=2vG<«+G2-S--------J-’
z-. 1 е ] М cos у , М sin у\
С» "х । СГо —“г —I-------г----—-----------------,
2 х. 2 b 1 b ‘ а ) ’
(38)
~ 1 ( ~ к М sin у \
D = 2 (G„, + G2----J-!)
Наибольшие величины опорных давлений крана, опирающегося на три
точки, получаются для положений стрелы /, // и /// (фиг. 29).
Положения стрелы /и ///определяются точками пересечения окружности
радиусом х0 с диагональю BD.
Кроме рассмотренных сил, на кран могут еще действовать силы инерции
его масс при пусках и торможениях механизмов поворота, передвижения и
изменения вылета. Наиболее значительной из этих сил является сила инерции
при торможении механизма передвижения. Наибольшая величина этой силы
может достигать силы сцепления приводных колес с рельсами *, которая, дей-
1 Эго может иметь место только при неправильно рассчитанных или неправильно
отрегулированных тормозах.
72
ствуя на плече, равном расстоянию от головок подкрановых рельсов до центра
тяжести крана, может вызывать значительные добавочные опорные давле-
ния.
Передвижение портальных кранов обычно не совмещается с другими дви-
жениями, и совпадение всех неблагоприятных обстоятельств (максимальный
груз, максимальный ветер по стреле, наибольший угол отклонения груза и пр.)
маловероятно. Поэтому силы инерции от торможения механизма передвиже-
ния в расчет не вводятся.
Горизонтальные составляющие давлений на опоры, направленные вдоль
подкранового рельса, не могут быть больше сцепной силы приводных колес
с рельсами. За расчетную величину при расчетах на прочность в данном случае
целесообразно принимать вертикальную нагрузку на приводные колеса, умно-
женную на коэффициент трения скольжения между ободом колеса и рельсом,
который можно принимать равным 1/7.
Для определения наибольших горизонтальных давлений, направленных
поперек рельсов, устанавливаем укосину крана при ее максимальном вылете
вдоль подкранового пути (фиг. 30).
На кран при этом будут действовать следующие нагрузки:
Т — горизонтальная сила, вызванная отклонением грузовых канатов
от вертикали в плоскости, перпендикулярной стреле;
Ту — касательная сила инерции, вызванная торможением поворотной
части при ее вращении, приложенная в центре тяжести поворотной
части;
Р'в — давление ветра на поворотную часть крана, направленное поперек
подкранового пути;
Р'в —давление ветра на портал.
При наличии в механизме поворота фрикционной муфты предельную ве-
личину момента этих сил М можно принять равной предельному моменту
муфты, увеличенному на 20% и приведенному к оси вращения крана. При
отсутствии муфты момент М будет равен 1
М — Му Peret (39)
где Му —наибольшая величина момента сил инерции относительно оси вра-
щения при пуске или торможении поворотной части крана без груза
(инерция груза учтена вторым членом — моментом 77?тах);
гв — плечо равнодействующей Рв давления ветра на поворотную
часть.
Под влиянием сил Т, Ту, Р'в и Р'в возникнут горизонтальные давления
(фиг. 30)
//c=wd=1(T-t,+p.+K),
а под влиянием момента М — горизонтальные давления
Наибольшее горизонтальное давление поперек подкранового рельса дей
ствует на опоре С и будет равно
Нс^Нс-Н’с=^(Т-Т, + Р'. + Р'; (40)
При расчетах подкрановых путей и ходовых частей кранов для учета до-
полнительных усилий от перекосов рекомендуется величину этих давлений
принимать не менее 10% от вертикальных давлений на опоры крана.
1 Момент силы Ту относительно оси вращения крана входит в величину момента Му.
73
Давления на опоры при максимальных нагрузках нерабочего состояния.
На фиг. 31 представлен тот же кран, что и на фиг. 28, но с укосиной, повернутой
Схема к расчету опорных давлений крана в не-
рабочем состоянии.
Фиг. 32. Схема к расчету продольных нагрузок на
подкрановые рельсы от противоугонных захватов.
в противоположную сторону и имеющей минимальный вылет. Кран без груза,
ветер нерабочего состояния действует навстречу укосине.
Вертикальные давления на опоры могут быть определены по формулам (37)
и (38), в которых Ge следует заменить на Gn.t — вес поворотной части крана без
груза, а момент М определить
из условия
Л4 = Gn4 Xq -j- РAin yet
где Pei11 — давление ветра нера-
бочего состояния на
кран, действующее в
плоскости стрелы, х0
и у в указаны пофиг. 31.
Наибольшее горизонтальное
давление на опору, действующее
поперек подкрановых рельсов,
может быть найдено из формул
(39) и (40), если в них положить
Mi = 0 и Т = 7\ = 0, а под
величинами Р, и Р'в подразуме-
вать давление ветра нерабочего
состояния на портал и поворотную часть соответственно (фиг. 30).
Если' механизм поворота снабжен фрикционной муфтой, то момент М,
как и в предыдущем случае, будет равен моменту этой муфты, увеличенному
на 20% и приведенному к оси вращения крана. При отсутствии муфты момент.
М будет равен
М = РвП|Гв.
При установке крана на противоугонные захваты, находящиеся в точках
Е и F (фиг. 32), при выключенных тормозах ходовых тележек захваты переда-
74
дут на рельсы продольные усилия, которые при положении стрелы, перпенди-
кулярном подкрановому пути, будут равны
р=|(р;,,1^±^+р;;4 (
(41)
где РйШ —давление ветра на портал, a Pini —на поворотную часть.
Остальные величины соответствуют обозначениям фиг. 32. Если механизм
поворота снабжен фрикционной муфтой предельного момента, то формулы (41)
примут вид:
£=2(р;шЦ^-7+р;ш), I
р ^(Pilll^ + y+Pi'w), I
(42)
где М — тот же момент фрикционной муфты, приведенный к оси вращения
крана.
ЧАСТЬ ВТОРАЯ
МЕХАНИЗМЫ
ГЛАВА 1
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ ПОРТАЛЬНЫХ
КРАНОВ 1
1. Оси и валы
Оси рассчитываются только на изгиб по формуле
= (43)
где — напряжение изгиба, к,Псм*\
Ми — изгибающий момент, кГсм\
W — экваториальный момент сопротивления сечения, см3,
[пи] — допускаемое напряжение изгиба, кПсм*.
При расчете по 1-му случаю нагрузки оси, вращающиеся более чем на
100°, и неподвижные оси, у которых направление действующих на них сил
меняется более чем на 100°, можно считать работающими по симметричному
циклу, а остальные по пульсирующему циклу.
Оси, являющиеся составными частями механизмов (оси канатных бараба-
нов, блоков и т. п.), рассчитываются по нагрузкам соответствующих механиз-
мов. Опорные оси ходовых частей и оси опорно-поворотных устройств рассчи-
тываются по нагрузкам, возникающим от давления колес на рельс.
Оси шарниров, соединяющие между собой основные части металлокон-
струкций (стрелы с каркасами, хоботы со стрелами и т. п.), рассчитываются по
нагрузкам, действующим в этих металлоконструкциях.
Валы, работающие только на кручение, рассчиты-
ваются по формуле
(44)
где тк — напряжение кручения, к,Псм*\
Мк — крутящий момент, кГсм\
Wp — полярный момент сопротивления сечения, см3\
[тк]—допускаемое напряжение кручения, кПсм2.
Валы, работающие на изгиб и кручение, рассчиты-
ваются по формуле 2
’,₽ = И’.)1 -гФ^)*^К). (45)
1 Методы расчетов, приведенные в этой главе, применяются при проектировании пор-
тальных кранов на заводе ПТО им. Кирова. Изгибающие и крутящие моменты определяются
согласно указаниям табл. 23 (см. первую часть).
2 Для расчета использования метод И. А. Одинга, изложенный в его книге <Допускае-
мые напряжения в машиностроении», Машгнз, 1944. Формула (45) представляет собой обоб-
щенное уравнение, к которому приведены формулы (79), (95в) и (95г) указанной книги.
Цифровой множитель коэффициента а (табл. 38) по 1-му случаю нагрузки для валов, работа-
ющих на изгиб по симметричному циклу и на кручение по пульсирующему циклу, колеб-
лется в пределах 0,714-0,75 в зависимости от отношения здесь принято для упрощения
наибольшее значение — 0,75.
76
Таблица 38
Величины корректирующих коэффициентов
1-й случай нагрузки 2-й и 3-й случаи нагруз- ки
для валов, работающих на изгиб по симметричному циклу и на кручение по пульсирующему циклу для валов, работающих на изгиб и на кручение по сим- метричному циклу
Расчетные формулы
а = 0,75^- о II Л- _ °Ти
Частные значения а
( при использовании данных табл. 25 при использовании дан- ных табл. 27
0,75 1,0 1,0 — для углеродистых сталей; 0,85 — для легированных сталей
З-ш и т-1к — пределы выносливости для симметричного цикла при изгибе и кручении; °7и и хТк — пределы текучести при изгибе и кручении.
Таблица 39
Допускаемые напряжения
Виды деформаций и циклов 1-й случай нагрузки 2-й и 3-й случаи нагрузки № комби- наций фор- мул
Изгиб по симметрич- ному циклу [_ I °—1ц 1 *Ти п 1
Изгиб по пульсирую- щему циклу Г ] 1 “ k п [°„] = °7в — 1 2 !
Кручение по симмет- ричному циклу Гт 1 = Z~1K — 1 k п Гтк] = тгк — L Ivj I К 3
Кручение по пульси- рующему циклу Г 1 2т_1к _L К k -|- 7] П 4
k — эффективный коэффициент концентрации напряжейий (табл. 41). п — коэффициент запаса прочности (табл. 28 и 29). т] — коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла; для углероди- стых и низколегированных сталей т] = 0,2, для легированных — т; = 0,3. Примечание. Если расчет ведется для ограниченного срока службы, во всех формулах вместо длительного предела выносливости следует подставлять ограниченный предел выносливости (см. п. 10, часть первая).
77
Таблица 40
Классификация валов и осей портальных кранов по условиям их работы
Наименование механизмов Характеристика валов | или осей Примеры 4 № комби- наций формул (таол. 39)
Механизмы подъема Валы, работающие на изгиб по симметричному циклу и на кручение по пульсирующему циклу Валы зубчатых редук- торов 1
Валы, работающие только на кручение по пульсирующему циклу Плавающие валы, сое- диняющие электродвига- тели с редукторами 4
Оси, работающие на изгиб по симметричному циклу Вращающиеся оси ба- рабанов 1
Оси, работающие на изгиб по пульсирующе- му циклу Невращающиеся оси барабанов 2
Механизмы измене- ния вылета уравнове- шенных укосин Валы, работающие на изгиб и на кручение по симметричному циклу Валы зубчатых редук- торов 1
Валы, работающие только на кручение по симметричному циклу Плавающие валы, сое- диняющие редукторы с от- • крытыми зубчатыми пере- дачами 3
Оси, работающие на изгиб по симметричному циклу Оси, соединяющие ша- туны с кривошипами I
Оси, работающие на изгиб по пульсирующему циклу Оси роликов кремалье- ры 2
Механизмы пово- рота и передвижения Валы, работающие на изгиб и на кручение по симметричному циклу Валы зубчатых редук- торов 1
Валы, работающие только на кручение по симметричному циклу Плавающие валы, сое- диняющие электродвига- тели с редукторами 3
Оси, работающие на изгиб по симметричному циклу Цевки I
Оси, работающие на изгиб по пульсирующему циклу Оси привода тормоза механизма поворота 2
Оси шарниров, соединяющих между собой основные части металлоконструк- ций, работающие на изгиб по симметричному циклу. 1
То же по пульсирующему циклу 2
Опорные оси ходовых частей и оси опорно-поворотных устройств, работаю- щие на изгиб по симметричному циклу I
То же по пульсирующему циклу 2
78
Таблица 41
Приближенные значения эффективных коэффициентов концентрации напряжений k
при изгибе, растяжении и кручении для углеродистых сталей при симметричном цикле
(по ТУ завода ПТО им. Кирова)
Форма детали
k
Примечания
Гладкая поверхность
k kn
к — кф k
k= 1
Значения кф
d D Р \ d 0,02 0,03 0,04
0,8 2,05 1,80 1,70
0,9 1,60 1,40 1,35
k= кф= 1,5
k кф
1,75 для 4 = 0,15
а
1Я прессовых и глухих посадок в сече-
ниях аа
k= кф = 2
к = кф = 2
(для метрической резьбы)
Расчет ведется
по диаметру d (без
учета ослаблений)
Расчет ведется
по внутреннему
диаметру d
Примечания: 1 Эффективный коэффициент концентрации напряжений (общий случай)
t = k,-r. k„
ф п
где k. — коэффициент, учитывающий геометрическую форму и посадки;
It — коэффициент, учитывающий чистоту обработки наружной поверхности детали.
2. Значения k^.
Чистота поверхности
<>e 60 кГ/мм*
1,15
1,20
1,35
1.60
ав == 60 кГ1мм?
1,10
1,15
1,25
1,40
3. Для легированных сталей значения k следует увеличивать на 10%.
4. При наличии в одном сечении двух концентраторов напряжений учитывается тот, который
дает больший коэффициент k.
79
где опр — приведенное напряжение, кПсм*\
а — коэффициент, учитывающий различие опасных напряжений изгиба
и кручения, а также различие цикличности и хк (табл. 38).
В табл. 39 приведены общие формулы для определения допускаемых на-
пряжений, а в табл. 40 указания по их применению для разных видов осей
и валов.
В некоторых случаях производится дополнительная проверка жесткости
осей или валов. Например, перекос в зацеплении зубчатых колес, вызванный
прогибом валов, не должен превышать допускаемый для данной степени точ-
ности зацепления.
Для предварительных расчетов можно пользоваться следующими обще-
принятыми величинами допускаемых деформаций:
Наибольший прогиб <^0,0003 расстояния между
опорами
Наибольший угол поворота на опоре 0°03'
Наибольший угол закручивания трансмис-
сионного вала 0°30‘ на 1 м
2. Шпоночные и зубчатые (шлицевые) соединения
Шпоночные соединения (фиг. 33). В краностроении применяются преиму-
щественно соединения с призматическими шпонками со скругленными торцами
по ГОСТ 8789—58. Шпоночные соединения
рассчитываются по 2-му и 3-му случаям
нагрузки на смятие боковых поверхностей
пазов вала и ступицы и на срез шпонки.
Расчет на смятие производится по
формуле
= (46)
где оеМ — напряжение смятия, кГ!см*\
Мк — крутящий момент, передаваемый
шпоночным соединением, кГсм\
R — расстояние от оси вала до середины площадки смятия (Rcm для
ступицы и Re для вала), см->
k — высота площадки смятия (kx для ступицы и k2 для вала), см\
I — длина рабочей части шпонки, см\
—допускаемое напряжение смятия, кГ/см2 (табл. 42).
Таблица 42
Допускаемые напряжения смятия и среза для неподвижных шпоночных
и зубчатых соединений
Случай нагрузки Шпоночные соединения Зубчатые соединения
Кж]
2-й 3-й 0,53^- 0,7 а 0,25аг 0,35а т 0,25 а у 0,35аг
ат —предел текучести при растяжении менее прочной детали (вала или шпонки, ступицы или шпонки — для шпоночных соединений; вала или ступицы — для зубчатых соединений).
80
Расчет на срез производится по формуле
Dbi
(47)
где тсо — напряжение среза, кГ/см2;
D —диаметр вала, см;
b — ширина шпонки, см;
[тср] — допускаемое напряжение среза, кПсм2 (табл. 42).
При одновременной работе шпоночного и прессового соединений расчет-
ный момент шпоночного соединения следует уменьшить на величину момента,
передаваемого прессовым соединением.
Если ступица и вал имеют одинаковый предел текучести ат, можно проч-
ность боковой поверхности паза ступицы для шпонок стандартных размеров
не проверять. Шпонки стандартных раз-'
меров для валов и ступиц из углеро-
дистой стали можно также не проверять
на срез.
Если прочность шпоночного соеди-
нения оказывается недостаточной, то
применяют шпонку, нестандартную по
высоте, углубив ее в вал, либо удли-
няют шпонку так, чтобы скругленные
ее торцы находились за пределами сту-
пицы, либо ставят две шпонки (под углом
120°), считая, что они передают полу-
торный крутящий момент. Фиг. 34. Зубчатое соединение.
Зубчатые (шлицевые) соединения
(фиг. 34). Прямоугольные (прямобочные) зубчатые соединения (ГОСТ 1139—58)
рассчитываются по 2-му и 3-му случаям нагрузки на смятие боковых
поверхностей по формуле
4М
°сж = (D + d) F ’ (48)
где — напряжение смятия, кГ/см2;
Мк — крутящий момент, передаваемый соединением, кГсм;
D — наружный диаметр вала, см;
d — внутренний диаметр ступицы, см;
F — рабочая боковая поверхность зубьев, см2;
[асМ]—допускаемое напряжение смятия, кГ!см2 (табл. 42);
F=0,75n.^=^-2f';iZ, (49)
где 0,75 — коэффициент, учитывающий неравномерность работы зубьев;
п — число зубьев;
f — размер фасок на зубьях вала и ступицы, см;
I—длина ступицы, см.
3. Прессовые соединения
Расчет прессовых соединений (фиг. 35). Расчет прессовых соединений про-
изводится по 2-му и 3-му случаям нагрузки. 1 Наибольшее осевое усилие, пере-
даваемое соединением,
Р = fpndl кГ (50)
1 Если прессовое соединение работает совместно с другим соединением (например,
шпоночным), то в связи с использованием в формулах (50^ и (51) наименьших возможных
значений f и 6 можно коэффициенты запаса не вводить. В тех редких случаях, когда прес-
совое соединение работает самостоятельно, следует вводить коэффициент запаса.
81
Таблица 43
Коэффициенты трения f для сборки под прессом при установившемся
взаимном смещении деталей
Материал детали охватывающей Сталь 30 — сталь 50
охватываемой Сталь 30 — сталь 50 Чугун СЧ 28-48 Латунь
Смазка Машинное масло — —
f 0,06 0,07 0,03
Наибольший крутящий момент, передаваемый соединением,
Мк кГсм.
(51)
Здесь f — коэффициент трения (табл. 43);
р — напряжение сжатия на сопрягаемых поверхностях, кПсм2;
d — диаметр соединения, см;
I —длина соединения, см.
Величина коэффициента трения f в прессовых соединениях при прочих
равных условиях зависит от способа сборки (сборка под прессом или сборка
Фиг.’35. Прессовое сое-
динение.
с нагревом или охлаждением) и от того, в какой мо-
мент определяется коэффициент трения: в начальный
момент или при установившемся взаимном смеще-
нии деталей. В расчетах, в целях большей надеж-
ности, следует учитывать наименьшее значение коэф-
фициента трения, т. е. для сборки под прессом при
установившемся взаимном смещении деталей.
Напряжение сжатия на сопрягаемых поверхностях
где
б — расчётный натяг, мк;
_ dz + d'i
C1 dz — dj
Hi;
dl — dz ! Iх ’
dr — внутренний диаметр вала, см;
d2 — наружный диаметр ступицы, см;
Hi и р2 — коэффициенты Пуассона для охватываемой и охватывающей
деталей;
Е± и Е2 — модули упругости охватываемой и охватывающей деталей,
кПсм2.
Расчетный натяг
Ъ = Ът-и, (53)
где — натяг, определяемый по таблицам допусков, мк (см. примечание
ниже);
и — величина сглаживания неровностей при запрессовке, мк.
u=\2(kiHCKl^k2HCK^
(54)
где kr и k2 — коэффициенты, зависящие от класса чистоты (табл. 44);
Нск1 и НСк2 — средние квадратические отклонения микронеровностей со-
прягаемых поверхностей, мк (табл. 44).
Примечание. Наиболее ответственные соединения (механизмы подъема, меха-
низмы изменения вылета) следует рассчитывать на теоретические предельные наименьшие
величины натягов, определяемые по таблицам допусков. Остальные соединения достаточно
82
рассчитывать на практические предельные наименьшие величины натягов, которые, согласно
закону Гаусса, определяются по формуле
й ^min \пах . 1 -.V j SV z-r\
=--------2-----— y V 8i + 82> (°5)
где Smin и Smax — теоретические предельные величины натягов, определяемые по таблицам
допусков, мк\
61 и 62 — поля допусков вала и отверстия, мк.
Разборность прессовых соединений. Прессовые соединения в кранострое-
нии применяются преимущественно для крепления на валах изнашивающихся
деталей (зубчатых и червячных колес, тормозных шкивов, зубчатых муфт И Т. П.), а также ДЛЯ запреССОВКИ брОНЗОВЫХ ВТу- Таблица 44 лок. Для возможности повторной сборки эти Значения Н k k соединения должны проектироваться, как раз- растета "прессовых” соединений Глппит-ло nr a uQnnawnuna емгд'гыст пя гпппагяр-
Ха XXMXAfZ /I/IIVIIII/1 V/11U X XXZX XXU. V'XS А А X А Д мых поверхностях не должны вызывать пла- стических деформаций. Для этого напряжения сжатия не должны превышать следующих зна- чений: для охватывающей детали 0,8ог2^~^-, (56) для охватываемой детали Р.<0,8аг1^2=^!, (57) Класс чистоты Наиболь- шая вели- чина НСК' мк Ль /г2
V5 V6 V7 V8 V9 6,3 3,2 1,6 0,8 0,4 3 3 4 4 4
где от2 и ari — пределы текучести материала охватывающей и охватываемой
деталей, кГ/см\
При этом расчёте в формулу (52) следует подставлять наибольшее значе-
ние натяга, определенного по формуле (55) без учёта сглаживания неровностей
по формуле (53).
Расчёты по приведенным выше формулам показывают, что для работы
прессового соединения в пределах упругих деформаций при наиболее употре-
бительных в краностроении сочетаниях, когда обе детали выполнены из стали
сог> 3000 кГ!см2 (при d1 = 0 и 1,7), следует выбирать одну из следую-
щих посадок:
для диаметров от 40 до 100 мм
свыше 100 мм
В зависимости от типа соединения обычно
садки:
Шестерни, муфты, тормозные шкивы на валах
Ходовые колеса: на осях
на валах
Бронзовые втулки:
без стопорных винтов
на стопорных винтах
А А
Пл И Пр
Л Я Д Дз
Пл' Пр' Гр И Пр1%
применяются следующие по-
д
Пр
А
Пр
/7р/3
Дз
Пр1%
А
Пл
4. Подшипники
Подшипники качения. Расчёт подшипников качения производится по
формулам, принятым в общем машиностроении. Они рассчитываются по 1-му
случаю нагрузки на ограниченный срок службы. При этом за расчетную при-
нимается эквивалентная нагрузка.
1 При диаметре 100 мм.
83
Поправочный коэффициент (см. п. 8, часть первая) в этих расчётах при-
нимается равным единице, а коэффициент выбирается по табл. 45.
Таблица 45
Коэффициенты условий работы kg
Наименование узлов и механизмов k6
Ручные приводы; приводы управления Механизмы подъема Механизмы поворота (кроме катков); механизмы изменения вылета Катки механизмов поворота; механизмы передвижения кранов (кроме ходовых колес) Ходовые колеса механизмов передвижения кранов
Если эквивалентная нагрузка по 1-му случаю значительно меньше нагру-
зок по 2-му и 3-му случаям, следует произвести проверку по статической
нагрузке для последних двух случаев.
Рекомендуемый срок службы подшипников принимается по табл. 18.
иг. 36. Коренной подшипник канатного барабана механизма подъема.
В табл. 46 приведены примеры выбора посадок подшипников качения на
валы и в корпуса.
На фиг. 36 приведена конструкция коренного подшипника канатного
барабана механизма подъема с применением штампованных и гнутых деталей.
Подшипники скольжения. Подшипники скольжения рассчитываются
условно. При этом определяются удельное давление и удельная работа трения
(табл. 47) и сравниваются с допускаемыми их значениями, полученными опыт-
ным путем. Для наиболее употребительной бронзы Бр. АЖ-9-4 допускаемые
напряжения приведены в табл. 48.
84
Таблица 4Ь
Примеры выбора посадок подшипников качения
Наименование узла Посадка на вал Посадка в корпус
Ходовые колеса (разъемные и неразъемные буксы) Коренные подшипники канатных барабанов (разъемные корпуса) Валы зубчатых редукторов Канатные блоки Крюковая подвеска (упорный подшипник) Шарниры стреловых устройств Тп Тп Тп Сп С гаранти- рованным зазором Сп CZn Сп Тп Верхнее кольцо—Х4; нижнее кольцо —С3л тп
Примечания: 1. В тех случаях, когда на вал насаживается ряд подшипников (например, несколько блоков), для облегчения сборки и разборки вместо посадки применяется посадка Дп, 2. Если вал устанавливается на двух подшипниках, из которых один закреплен в своем кор- пусе, а другой имеет возможность осевых перемещений при сборке и в процессе работы, то посадка должна выбираться с учетом обеспечения этих перемещений.
Расчет подшипников скольжения ведется по 1-му случаю нагрузки.
Расчет на смятие в шарнирных соединениях металлоконструкций ведется
по тем же формулам, что и на удельное давление в подшипниках скольжения.
При этом допускаемые напряжения смятия для стали по стали при расчёте
по 2-му или 3-му случаю нагрузки составляют не более 500 н- 600’ кПсм2.
Расчетные формулы для подшипников скольжения
Таблица 47
Параметры Радиальный подшипник Кольцевой упорный подпятник
Удельное давление Скорость Удельная работа тре- ния Момент трения Р Р~ DI itDn ®~“еббо“ кРп _PfD Мщ — 2 & I 4s II 11 и * Д. 3 s 512 ?? g+ 1 III 1 3 212 ? » 1
р — удельное давление, кПсм2-,
Р — нагрузка на подшипник или подпятник, кГ\
D — диаметр шипа, см\
I — длина рабочей части шипа, см\
Di — наружный диаметр пяты, см\
D3 — внутренний диаметр пяты, см\
v — окружная скорость шипа, м!сек\
п — число оборотов шипа или пяты в минуту;
vcp — средняя окружная скорость пяты, лц'сек;
pv, pvCn — удельная работа трения, кГм!см?сек\
Мт— момент трения, кГсм\
f— коэффициент трения.
85
Таблица 48
Допускаемые значения [р], [я] и [ри] при работе бронзы Бр. АЖ-9-4 по стали
Условия работы и место установки подшипника Гр], кГ/см- М, м/сек (М кГм/см*сек
Редко смазываемые подшипники, установлен- ные в труднодоступных местах; подшипники, работающие в абразивной среде (блоки на конце стрелы; шарниры стрел; блоки и шарниры грей- феров и т. п.) 20 3 30
Часто смазываемые подшипники при отсутст- вии абразивной среды (подшипники канатных барабанов; подшипники открытых передач; под- шипники ходовых колес; приводы управления и т. п.) i 50 3 80
5. Зубчатые передачи
Выбор передач. В механизмах портальных кранов чаще всего приме-
няются закрытые зубчатые передачи (редукторы), имеющие наиболее высокий
к. п. д. (потери в червячном или в глобоидном редукторе примерно в 3—4 раза
больше, чем в двухступенчатом цилиндрическом редукторе, габариты же их
примерно одинаковые).
Открытые зубчатые передачи применяются при окружных скоростях до
3—4 м/сек, главным образом в тихоходных ступенях крупногабаритных пере-
дач, а также в тех случаях, когда это необходимо по условиям компоновки
(например, в механизмах передвижения).
Цевочные передачи применяются взамен зубчатых передач при больших
диаметрах колес (больше 3—4 м) и зубчатых реек с крупным модулем, для
обработки которых требуется уникальное крупногабаритное оборудование.
Цевочные передачи изготовляются на обычных станках и обходятся дешевле
зубчатых. Они мало чувствительны к неточности межцентрового расстояния.
К. п. д. цевочных передач примерно равен к. п. д. открытых зубчатых передач.
Точность изготовления цевочных передач ниже, чем зубчатых, и поэтому
для ограничения динамических нагрузок их окружные скорости не должны
превышать 0,5 ч- 0,8 м/сек.
Червячные передачи применяются только в тех случаях, когда это необ-
ходимо по условиям компоновки, преимущественно в механизмах передвиже-
ния и поворота.
Расчет зубчатых передач г. Приводимый ниже расчет относится к сталь
ным механически обработанным зубчатым колесам с углом зацепления а = 20°
и коэффициентом высоты зуба f0 = 1. Расчет на контактную прочность поверх-
ностей зубьев производится только для 1-го случая нагрузки, расчет зубьев
на изгиб—для всех трех случаев нагрузки.
Принятые условные обозначения приведены в табл. 49.
Контактные напряжения в поверхностном слое зубьев:
для цилиндрических прямозубых колес
°поа = 2400 ; (58)
для цилиндрических косозубых колес
^. = 2150)/^ (59)'
1 При составлении настоящего расчета использована книга А. А. Вайнсона «Зубчатые
передачи кранов» (Машгиз, 1945) с изменениями в части выбора запасов прочности и допус-
каемых напряжений.
86
Таблица 49
Условные обозначения
Обозначение Единица измерения Наименование Примечания
а град. Угол зацепления а = 20°
fo — Коэффициент высоты зуба
т см Модуль ГОСТ 9563—60
тп см Нормальный модуль
Z — Число зубьев Для прямозубых пере- дач при а = 20° и /о = 1 коррекцию следует при- менять при z< 17
*о Z z° = — s3 р — приведенное число зубь- ев цилиндрических косозубых колес; /1 + i2 zol = Zi — j приведенное чи- ело зубьев конической шестерни; z02 = z2 1 + /2 — приведенное чис- ло зубьев конического колеса
i — Передаточное число 21
В - см Рабочая ширина зубчатого колеса (длина зуба для конических зубча- тых колес)
Ф Коэффициент ширины зуба I В Ф =— т ф 10 для открытых и ф 20 для редуктор- ных цилиндрических пе- редач; ф 5 для откры- тых и редукторных ко- нических передач
d см Диаметр начальной окружности
L см Конусное расстояние
град. Угол наклона зуба на начальном цилиндре
V м/сек Скорость на начальной окружности Коэффициент перекрытия в торцо- вом сечении. При ₽ = 8°06'34" 1,6.
У — Коэффициент формы зубьев Табл. 50
е — Коэффициент смещения исходного контура в корригированных зубча- тых колесах Табл. 51
с — Скоростной коэффициент Табл. 52
Т — Коэффициент износа
п об/мин. • Число оборотов зубчатого колеса в минуту
мк Г\г кГсм Крутящий момент, передаваемый зубчатым колесом
апов [°лов] кГ/см2 Действующие и допускаемые кон- тактные напряжения в поверхност- ном слое зубьев Табл. 53
кГ/см2 Действующие и допускаемые на- пряжения изгиба Табл. 53 и 54
87
Продолжение табл. 49
Обозначение Единица измерения Наименование Примечания
°-iu к.Г<см2 Предел выносливости гладкого об- разца на изгиб с симметричными циклами напряжений
кГ/см2 Предел текучести при изгибе
а 1 T-J кГ/см2 Предел текучести при растяжении
кГ!см2 Предел прочности при растяжении
Примечания: 1. Приведенный далее в тексте индекс «1» относится к шестерне, «2» — к ко-
лесу. «р» — к рейке. Под шестерней подразумевается меньшее колесо пары, под колесом — большее.
Под термином «зубчатое колесо» понимается любое зубчатое колесо пары.
2. В тех случаях, когда обозначения Мк и z употребляются без индекса, они относятся к рассчи-
тываемому зубчатому колесу.
для прямозубого реечного зацепления
2400 Ьоо];. (60)
для конических прямозубых колес
°пов = 2500 _ 0,5В)2 • (61)
Примечание. Знак (+) относится к внешнему зацеплению, (—) к внутреннему.
Напряжения изгиба зубьев:
для цилиндрических прямозубых колес и для прямозубого реечного за-
цепления
а„ = 2-^ -sg[a„]; (62)
zm2By 7 J ' 7
для цилиндрических косозубых колес
_ ____ Q Мк С COS Р Г 1-
для конических прямозубых колес
°,. = 2-ТЪ--- /, (64)
" zm2By 7 (L — 0,5В)2 L U1 ' 7
Коэффициент формы зуба у (табл. 50) для корригированных зубчатых колес
в формулах (62) — (64) определяется из условия:
для корригированных шестерен, при сдвиге рейки от оси шестерни
yKOpi=yi (1 -|-0,6£);
для корригированных колес, при
сдвиге рейки к оси колеса
Укор 2 — 0,90г/з
при
при
^0,2;
£>0,2.
Укор2 — 0>95г/з
Коэффициент смещения исходного контура £ и скоростной коэффициент с
приведены в табл. 51 и 52. Коэффициент износа у: для редукторных пере-
дач у = 1, для открытых передач у = 1,0; 0,8; 0,65 при легком, среднем
и тяжелом режимах соответственно. Допускаемые напряжения [олов] и [о„]
для наиболее употребительных марок сталей приведены в табл. 53, формулы
для определения допускаемых напряжений [оД для других марок сталей —
в табл. 54.
88
Таблица 50
Коэффициенты формы зубьев у (при а = 20° и/о=1)
z или г0 • Внешнее зацепление Внутреннее зацепле- ние Внешнее зацепление Внутреннее зацепле- ние
Шестерня Колесо Шестерня Колесо
10 0,201 — — 25 0,339 0,387 —
11 0,226 — — 27 0,348 0,396 0,691
12 0,245 0,327 — 30 0,358 0,405 0,678
13 0,261 0,327 — 34 0,370 0,415 0,660
14 0,276 0,330 — 38 0,383 0,424 0,644
15 0,289 0,330 — 43 0,396 0,430 0,628
16 0,295 0,333 — 50 0,408 0,437 0,612
17 0,301 0,339 — 60 0,420 0,446 0,596
18 0,308 0,348 — 75 0,433 — 0,581
19 0,314 0,358 — 100 0,446 — 0,565
20 0,320 0,364 — 150 0,458 — 0,550
21 0,327 0,370 — 300 0,471 — 0,534
23 0,333 0,377 — Рейка 0,483 — —
Примечание. Для цилиндрических прямозубых зубчатых колес у выбирается по z; для
цилиндрических косозубых и конических — по z0.
Коэффициенты смещения исходного контура 6
Таблица 51
(по данным завода ПТО им. Кирова)
Z1 £ Z1 £
Редукторы Открытые передачи Редукторы Открытые передачи
10 0,30 0,20 14 0,45 0,32
И 0,35 0,22 15 0,44 0,32
12 0,38 0,25 16 0,42 0,30
13 0,40 0,30 17 0,40 0,25
Примечания: 1. Указанные в таблице значения £ действительны при зацеплении с высот-
ной коррекцией (V-0) для прямозубых колес и для косозубых колес при 0 = 8°06'34" и при
z3 > 17 (1 + 5). ’
2. =
Таблица 52
Скоростные коэффициенты с
Передачи Редукторные (8-й степени точности) Открытые (9-й степени точности) Ручные
Прямозубые С = 1 -J- 0,1 би с = 1 + 0,35и С = 1
Косозубые с = 1 + 0,11 V
89
Допускаемые напряжения [<jnoe] и [сти] для некоторых марок сталей
Таблица 53
Материал [ояов], КПСМ*' Для 1-го случая нагрузки для всех механизмов при числе оборотов рассчитываемого колеса в минуту [а„] кГ/см*
1-й случай нагрузки 2-й случай нагрузки З-й слу- чай на- грузки
Марка Термообработка Твердость НВ Механизмы подъема Механизмы изменения выле- та уравновешенных укосин Механизмы поворота и пе- редвижения Механизмы подъема и изме- нения вылета Механизмы' поворота и передвижения Механизмы изменения вы- лета
10 25 50 100 250 500 750 1000 1250 1500
55ЛИ, ГОСТ 977-58 Н + О 1704-228 9600 9400 8900 7900 6500 5400 — — — — 1800 1050 1150 2300 2600 2600
55Л1П, ГОСТ 977—58 1874-241 10800 10600 10300 9600 8400 7200 — — — 2100 1200 1350 2450 2800 2800
Сталь 45, ГОСТ 1050—60 н 1674-217 10800 10600 10300 9600 8400 7200 6800 6500 6200 6000 2150 1250 1400 2700 3100 3100
Сталь 45, ГОСТ 1050—60 У 2074-255 12000 11800 11500 10800 9600 8400 8000 7700 7400 7200 2200 1300 1450 2850 3300 3300
Стал ь 40 X, ГОСТ 4543—60 У 2414-285 14400 14200 13900 13200 12000 10800 10500 10100 9800 9600 2500 1450 1700 4100 4600 4600
Обозначения: Н — нормализация; О — отпуск; У — улучшение.
Примечания: 1. Указанные в таблице [<ти1 действительны при сечении заготовки не более 100 мм. При больших сечениях |<ти] должны быть умень-
шены пропорционально снижению ад для 1-го случая нагрузки и Оу — для 2-го и 3-го случаев нагрузки.
2>. Для зубчатых колес, у которых одна боковая поверхность зубьев работает совместно с fe-колесами (центральные колеса в планетарных передачах), С°'Л0в1 должны
быть определены по приведенному числу оборотов по = nk и уменьшены на 12%.
3. Значения определены согласно данным табл. 54 и 28. В этих таблицах [<тц] определены по длительному пределу выносливости; при расчетах по ограниченному
пределу выносливости следует учесть указания п. 10 первой части.
Таблица 54
Допускаемые напряжения [<зы|
Наименование механизмов Расчетные формулы
1-й случай нагрузки 2-й и 3-й случаи нагрузки
Механизмы подъема (пульсирую- щий цикл) 1 k + 7] П [Сц] = зГи • —-
Механизмы изменения вылета ура- вновешенных укосин, механизмы по- ворота и механизмы передвижения (симметричный цикл) [_ 1 g-lU . 1 I- k п
k — эффективный коэффициент концентрации напряжений у основания зуба; т] — коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла; для зубьев зубчатых колес: k= 1,4 и т] = 0,2— для углеродистых сталей; k= 1,55 и т] = 0,3 — для легированых; п — коэффициент запаса прочности (табл. 28).
6. Цевочные передачи
Основные зависимости в цевочном зацеплении. В портальных кранах
применяются три вида цевочных передач: с наружным зацеплением, с внутрен-
ним зацеплением и реечная передача (фиг. 37).
Фиг. 37. Схемы цевочных передач: а — с наружным зацеплением; б — с внутренним за-
цеплением; в — реечная передача.
При проектировании цевочных передач можно руководствоваться основ-
ными зависимостями, приведенными в табл. 55.
Число зубьев звездочки принимается обычно в пределах 10-4- 18, реже
встречается 9. Для получения рекомендуемых значений коэффициента пере-
крытия е при данном zr необходимо иметь достаточно большую высоту головки
зуба /гх, величина которой ограничивается условием отсутствия заострения
зуба. Наибольшие допустимые значения отношения для данных значе-
ний z± и отношений ~ приведены на фиг. 38. По этим же графикам опреде-
ляется и величина е в зависимости от у и zL [43].
J /Л1\
Пример. Дано zx = 12 и -% = 0,48; найти и е- На фи г. 38, а на пересечении
кривых = 12 и -у- = 0,48 находим С^)1гах = 0,46 и 8 = 1,3.
Построение профиля зуба звездочки. Для построения профиля головки
зуба звездочки (шестерни) начальную окружность колеса необходимо обкатать
по начальной окружности звездочки. При этом центр цевки описывает кривую,
91
Таблица 55^
Основные расчетные данные и обозначения в цевочном зацеплении
Обозначе- ние Формулы
Шаг зацепления —
Число зубьев звездочки j —
Число зубьев колеса 1 —
Диаметр начальной ок- ружности звездочки
колеса da d‘=V
Диаметр окружности выступов звез- дочки ^ei Dei = dg -J- 2Л1
Диаметр цевки dq da = (0,40 4- ОДО) t. Рекомендуется d4=0,475/
Ширина зуба звездочки В В = (1,5 4- 2,5) d«
Расстояние между опорами цевки I Z = (1,2-J-1,6) в
Коэффициент перекрытия е = 1,20 4-1,30
Высота головки зуба 1 1 1 1 1 1 1 а- II b м 1 а. 3—
Радиус впадины зуба Го ro = (0p!54-0*52)dq i
Расстояние от центра окружности радиусом г0 до окружности dt С С = (0,04 4-0,05) dq 1
Радиус сопряжения окружности впа- дины и профиля головки R R=»(03-S-0,4)<Z,
Окружное усилие Р
Примечание. При расчете по формулам (65), (66) и (67) все геометрические размеры следует подставлять в см» усилия — в кГ. «
92
Фиг. 38. Графики для определения предельных величин (-~)»пах
dn
в зависимости от zx и — и коэффициента перекрытия е в зависимости
от у и а — наружное зацепление; б — внутреннее зацепление;
в — реечная передача.
Фиг. 39. Схема построения профиля зуба цевочной звездочки при наружном зацеплении.
которая является эпициклоидой при наружном зацеплении, перициклоидой
при внутреннем зацеплении и эвольвентой при реечной передаче. Профиль
головки зуба во всех случаях описывается, как эквидистанта к этой кривой.
На фиг. 39 показано построение профиля зуба при наружном зацеплении
(выполняется в масштабе 3 : 1). Для этого на начальных окружностях звез-
дочки и колеса наносятся равные дуги / — /, I — Г, 1—2, Г—2' и т. д.
Затем путем обкатки начальной окружности колеса по начальной окружности
звездочки строится кривая перемещения центра цевки /—II. Например,
точка 2" представляет собой точку пересечения окружности радиусом =
= 2' — 1с центром в точке 2, с окружностью радиусом R2 = 2 — 2f с цен-
тром в точке I. Далее необходимо построить ряд окружностей радиусом
центры которых должны лежать на кривой I—II. Профилем головки зуба
явится огибающая этих окружностей, для построения которой необходимо по-
добрать несколько радиусов 7?3, и т. д., лежащих на начальной окружности
звездочки. Затем откладывается расстояние С и из точки III, лежащей на рас-
стоянии г0 от точки IV, строится профиль впадины зуба радиусом г0. Сопряже-
ние головки и впадины скругляется радиусом
Расчетные формулы и таблицы для построения профиля головки зуба по
точкам приводятся в работе [47].
Материалы цевочных передач. Как правило, звездочки изготовляются из
стали 40Х по ГОСТ 4543—57, улучшенной до твердости НВ = 229 -и 277;
цевки изготовляются из стали 45 по ГОСТ 1050—60, нормализованной до твер-
дости НВ = 167 -ч- 217, с последующей закалкой т. в. ч. рабочих поверхно-
стей до твердости HRC = 40 -4- 50 на глубину 2 ч- 4 мм.
Расчет на прочность. Расчет на прочность поверхностей зубьев звездочек
производится только по 1-му случаю нагрузки, расчет цевок на изгиб —для
всех трех случаев нагрузки. Напряжение в поверхностном слое зуба звездочки
и цевки (в случае изготовления обеих деталей из стали)
/~ р / 2 i Г
° по в = 620 1/ о(^" + р— ^[°пов] кГ)см\ (65)
где Rcp •— средний радиус профиля зуба звездочки, см. Принимая, как обычно,
Rcp 1,5 йц, получаем после преобразований приближенную формулу
/ Р
Onoe=1015|z [^пов] jCM“.
(66)
Напряжение изгиба в цевке
= —кГ1см*.. (67)
При рекомендуемых в табл. 55 отношениях проверку зуба звездочки на
изгиб можно не производить.
Допускаемые напряжения в поверхностном слое зуба звездочки могут
приниматься по данным табл. 53. Допускаемые напряжения изгиба в цевке
могут приниматься по данным табл. 39 и 40.
Допуски на изготовление, принятые на заводе ПТО
им. Кирова1
Колесо:
отклонение шага отверстий под цевки ±(0,1 ' 0,2) мм
допуск на диаметр d2 . С4
биение окружности колеса диаметром d2 относительно центрального отвер-
стия 0,5 ’1,5
А
посадка цевки в отверстие у,
Звездочка:
отклонение шага между боковыми поверхностями двух соседних зубьев ± (0,2 Н),3) мм
отклонение от теоретического профиля зуба 0,24-0,3 »
1 Большие значения относятся к передачам с большими размерами, меньшие — к пере-
дачам с меньшими размерами.
95
допуск на диаметр Del . . С3
биение окружности звездочки диаметром Г)е1 относительно центрального
отверстия . . 0,1-4-0,15 мм
отклонение боковых поверхностей зубьев от параллельности оси отверстия 0,054-0,1 »
7. Соединительные муфты
Упругие втулочно-пальцевые муфты. Упругие втулочно-пальцевые муфты
применяются в портальных кранах со значительными изменениями по сравне-
нию с ГОСТ 2229—55 «Муфты упругие втулочно-пальцевые». Как правило,
полумуфта // (фиг. 40) выполняется за одно целое с тормозным шкивом. Основ-
ные размеры таких муфт приведены в табл. 56.
Как показал опыт эксплуатации, посадка пальцев на конус не обеспечи-
вает надежного соединения (даже при незначительном ослаблении затяжки
Фиг. 40. Упругая втулочно-пальцевая муфта с тор-
мозным шкивом:
1 — полумуфта /; 2 — полумуфта // с тормозным шкивом.
гайки конусное соединение .разбалтывается). Поэтому применяют цилиндриче-
V А
ское соединение с посадкой
Таблица 56
Основные размеры упругих втулочно-пальцевых муфт с тормозными шкивами, мм
(по данным завода ПТО им. Кирова)
D D. d2 D, Z 1 п к d L Число пальцев Z Вес наи- больший, кГ max, кГм Маховые моменты, кГмъ
не более 1
200 140 185 80 ПО 80 50 49,5 95 20 25 50 0,3
300 190 280 120 110 105 60 69,5 145 20- 6 60 80 9
400 250 370 150 150 130 70 89,5 185 35 6 125 550 6
500 290 470 210 — 130 — 89,5 210 35 8 175 700 12
600 400 570 240 — 135 — 89,5 245 40 8 260 1250 32
1 При конусной расточке ступицы муфты.
96
При сборке узлов, соединяемых упругими муфтами, необходимо чтобы
перекос валов не превышал 0,1 мм на каждые 100 мм диаметра тормозной полу-
муфты, а радиальное смещение осей валов не превышало 0,1 мм при диаметрах
200 -=- 300 мм и 0,2 мм — при диаметрах 400 -ь 600 мм.
Обе полумуфты рекомендуется изготовлять коваными из стали не ниже
марки 40 по ГОСТ 1050—60 или литыми из стали не ниже марки 45ЛП по
ГОСТ 977—58. Пальцы — из стали 45 по Таблица 57
ГОСТ 1050—60. Рабочая поверхность тормозных 4
ШКИВОВ должна быть подвергнута термообработке Коэффициенты kt
до твердости HRC = 35 ч- 45 на глубину не ме-
нее 3 -ь 4 мм.
Упругие муфты рассчитываются по 2-му и
3-му случаям нагрузки. Момент, передаваемый
упругой муфтой, определяется по формуле, ана-
логичной приведенной в ГОСТ,
(68>
где МК|11ах — наибольший крутящий момент, ко-
торый может передавать муфта
(табл. 56), кГм (величина МК1Гах
определяется, исходя из расчета
пальцев на изгиб и упругих вту-
лок на смятие, причем допускае-
Случаи нагрузки Механизмы подъема и изменения вылета 1 Механизмы поворота и пере- 1 движения j
2-й 1,8 1 1,2 1
3-й 1,3 1 1 1 1
I
Примечание. При вы-
боре муфты по ГОСТ 5006—55 1-Й.1
случай нагрузки не является on- I
ределяющим, так как значение ;
^ктах учитывает как условия
прочности, так и условия вынос-
ливости при длительно действую-
щих нагрузках. ' |
________________________I
мые напряжения могут быть приняты такими же, как в ГОСТ
2229—55 400 кГ/см2 при изгибе пальцев и 20 кГ/см2
при смятии упругих втулок);
— коэффициент, учитывающий степень ответственности передачи
(табл. 57);
k2 — коэффициент, учитывающий условия работы муфты (k2 = 1, так
как условия работы муфты учтены при определении нагрузок).
Зубчатые муфты. Основные размеры зубчатых муфт приведены в ГОСТ
5006—55 «Муфты зубчатые».
Втулки и обоймы рекомендуется изготовлять коваными из стали не ниже
марки 40 по ГОСТ 1050—60 или литыми из стали не ниже марки 45ЛП по
ГОСТ 977—58.
Зубья должны быть подвергнуты термообработке до твердости HRC 40
для втулок и HRC 35 для обойм. Для муфт, у которых окружная скорость
на начальной окружности 5 м/сек, а также для редко работающих муфт,
допускается термообработка до НВ 280, причем разница между твердостью
зубьев втулки и обоймы должна быть не менее 30 единиц НВ.
При сборке узлов, соединяемых зубчатыми муфтами, необходимо обеспе-
чить, чтобы перекос оси втулки относительно оси обоймы не превышал 0°30'.
Выбор зубчатых муфт по ГОСТ 5006—55 производится по 2-му и 3-му слу-
чаям нагрузки. Момент, передаваемый зубчатой муфтой, определяется по
формуле
(69)
где ЛДтах — наибольший крутящий момент, который может передавать муфта
(табл. 58), кГм\
k± и k2 — см. табл. 57 и формулу 68.
Фланцевые муфты и соединения. Фланцевые муфты, не допускающие
перекоса и радиального смещения валов, находят в портальных кранах редкое
применение. Чаще применяются фланцевые соединения зубчатых венцов с ба-
рабанами и ходовыми колесами, зубчатых ступиц с барабанами и т. д.
Момент, передаваемый фланцевой муфтой, определяется прочностью соеди-
нительных болтов, которые рассчитываются на срез по 2-му случаю нагрузки
4 Портальные краны 97
Таблица 58
Наибольшие крутящие моменты Л<кт0х. передаваемые зубчатыми муфтами
(по ГОСТ 6006—5Б)
№ муфт Модуль т, мм Число зубьев Z ^мтах» кГм № муфт Модуль т, JWJC Число зубьев Z Мкшах* кГм
1 2,5 30 71 7 4 56 1 900
2 2,5 38 140 8 4 62 2 360
3 3 40 315 9 6 46 3 000
4 3 48 560 10 6 56 5 000
5 3 56 800 11 8 48 7 100
6 4 48 1180 12 8 54 10 000
Примечание. Моменты Мк(пах определены для муфт, у которых втулки и обоймы нзгото-
влены из стали марки .40 или 45ЛП. При использовании материалов с более высокими механическими свойствами моменты Мктах могут быть соответственно увеличены.
по формуле
255Л4«
т —-------
Dzd* ’
(70)
где — момент, передаваемый муфтой по 2-му случаю нагрузки, кГм\
D — диаметр окружности, на которой расположены болты, см\
z — число болтов;
d — диаметр болта в сечении, работающем на срез, см.
Допускаемое напряжение среза
H=-f. (71)
где тг — предел текучести при кручении, кГ!см\
п—запас прочности (п — 1,6 для механизмов подъема и изменения
вылета; л = 1,4 для механизмов поворота и передвижения).
При толщине фланца, равной или большей 1,2 d, проверку на смятие можно
не производить.
ГЛАВА II
МЕХАНИЗМЫ ПОДЪЕМА
8. Механизмы подъема грейферных кранов
В грейферных кранах наибольшее распространение имеют механизмы
подъема, состоящие из двух независимых лебедок — подъемной и замыкаю-
щей, не имеющих ни механической, ни электрической связи, каждая из кото-
рых управляется своим командоконтроллером. По такой схеме изготовляются
и механизмы подъема портальных грейферных кранов завода ПТО им. Кирова
(фиг. 41). Рукоятки командоконтроллеров этих лебедок установлены так,
чтобы ими можно было управлять раздельно или совместно (одной рукой).
Лебедки завода ПТО им. Кирова изготовляются из отдельных унифици-
рованных блоков (электродвигатель, тормоз, редуктор, барабан, коренной
подшипник барабана, соединительные муфты), которые устанавливаются на
общей раме с обработанными платинами. Такая конструкция лебедок обеспе-
чивает их удобную сборку .почти без подгоночных работ, а взаимозаменяемость
отдельных блоков значительно упрощает организацию ремонтных работ.
Как видно из фиг. 41, оси электродвигателя, входного и выходного валов
редуктора и барабана этих лебедок лежат на одной прямой. Такая так назы-
ваемая соосная схема имеет ряд существенных преимуществ по сравнению со
схемой с параллельными осями (см. фиг. 49), а именно: меньшие габариты
лебедки в плане, возможность установки двух лебедок рядом при сохранении
удобного доступа ко всем их частям для обслуживания (см. фиг. 5, в), значи-
тельно упрощенную конструкцию рам лебедок, уменьшение веса редуктора.
На фиг. 42 показаны для сравнения рамы лебедок 5-тонных грейферных
кранов выпуска 1954 г. (схема с параллельными осями) и выпуска 1960 г. (соос-
ная схема), а в табл. 59 приведены их сравнительные данные.
Таблица 59
Сравнительные данные рам лебедок подъема 5-тонных грейферных кранов
Схема лебедки крана Занимаемая площадь (в плане), м» Число наименований деталей, шт. Число деталей, шт. Вес наплавленного металла, кГ Вес рамы, кГ
С параллельными ося- ми (выпуск 1954 г.) 3,4 46 52 13 682
Соосная схема11 (вы- пуск 1960 г.) 2,7 14 29 4 402
В рамах этих лебедок применен ряд штампованных и гнутых деталей. <
4*
99
Фиг. 41. Лебедка подъема 5-тонного грейферного крана:
1 — ось барабана; 2 — подшипник барабана; 3 — зубчатая муфта; 4 — рама; 5 — электродвигатель; 6 — муфта; 7 — тормоз; 8 — редуктор;
9 — барабан; 10 — коренной подшипник.
Оси всех валов у соосного редуктора, показанного на фиг. 41, лежат
в одной горизонтальной плоскости, а у соосного редуктора на фиг. 43 — в одной
вертикальной плоскости. Применение соосных редукторов, в особенности
показанного на фиг. 43, уменьшает габариты лебедки в плане.
Недостатками соосной схемы являются: невозможность применения стан-
дартных двухступенчатых редукторов; неравномерность загрузки ступеней
редуктора (обычно первая ступень недогружена); большая длина лебедки,
которая требует большей ширины поворотной платформы.
Выходной вал редуктора соединяется с осью барабана, как показано на
фиг. 41 (узел /). При такой конструкции крутящий момент передается зубьями
муфты 5, а подшипник 2 служит только шарнирной опорой оси барабана /.
Фиг. 42. Рамы лебедок подъема 5-тонных кранов: а — выпуска 1954 г.; б— вы-
пуска 1960 г.
Такое соединение допускает перекос оси барабана относительно оси выход-
ного вала редуктора до 1 мм на 1000 мм длины барабана, а также хорошо ком-
пенсирует упругие деформации, возникающие в лебедке под нагрузкой.
Многолетняя эксплуатация этих соединений подтвердила их высокую
надежность (при условии обеспечения смазкой), и поэтому в практике завода
ПТО им. Кирова они применяются во всех кранах.
Схема запасовки канатов 15-тонного грейферного крана с четырехканат-
ным грейфером (кран выпуска 1960 г.) показана на фиг. 44. Для уменьшения
закручивания поддерживающие канаты разнесены на большое расстояние
друг от друга. Длинные и тяжелые отрезки цепей предназначены для натяже-
ния канатов в тот момент, когда грейфер ложится на землю.
Для временной работы с крюком грейферный кран обычно снабжается
двухблочной крюковой подвеской, обеспечивающей одинаковое натяжение
канатов обеих лебедок. Такая подвеска при работе с одним из двух электро-
двигателей позволяет уменьшить скорость крюка вдвое. Это дает возможность
получать малые скорости при установке ответственных грузов.
101
Фиг. 43. Соосный редуктор 15-тонного крана,
Фиг. 44. Схема запасовки канатов 15-тонного грейферного крана: а — общий вид; б — запасовка на грейфере; в запасовка на крюковой
подвеске; г — канатные замки и блоки.
Быстрый переход от работы с грейфером к работе с крюковой подвеской
обеспечивается канатными замками. Так как канатные замки замыкающих
канатов при крайнем верхнем положении грейфера проходят по блокам на
конце хобота, эти блоки имеют специальный профиль желоба.
Большинство грейферных кранов иностранных фирм также имеет меха-
низм подъема, состоящий из двух одинаковых лебедок — подъемной и замы-
кающей.
На фиг. 45 показана схема механизма подъема 5-тонного крана венгер-
ского завода «Ганц» (выпуска 1959 г.). Лебедки его расположены так, что при
работе с крюком валы электродвигателей 1 могут с помощью муфты 2 соеди-
няться между собой. Это обеспечивает одинаковую скорость поддерживающего
и замыкающего канатов, чего не всегда удается добиться на других кранах.
При работе с грейфером муфта 2 разъединяется и электродвигатели работают
независимо.
Редуктор механизма подъема 10-тонного крана французской фирмы «Аппле-
важ» (выпуска 1955 г.) снабжен устройством для переключения скоростей
(фиг. 46). При работе с крюком одной подъемной лебедкой с грузами до 3 Т
скорость подъема может быть увеличена в 1,5 раза. Такую схему механизма
Фиг. 45. Схема механизма подъема 5-тонного крана «Ганц».
вряд ли можно считать целесообразной, так как эффект от переключения ско-
ростей в обычных условиях работы крана очень невелик, а усложнение в изго-
товлении и в эксплуатации значительно (разные редукторы).
На фиг. 47 показан механизм подъема 10-тонного крана «Абус» (ГДР)
выпуска 1959 г. с планетарным цилиндрическим редуктором, обеспечивающим
различные скорости канатов при замыкании грейфера, при подъеме и опуска-
нии. Однако различные скорости практически почти не повышают производи-
тельности крана, но вызывают значительное усложнение конструкции (в одном
планетарном редукторе 17 шестерен, в то время как в редукторах механизма
подъема с независимым приводом их только 8) и трудности в эксплуатации (раз-
ные электродвигатели, разные тормоза, сложная электросхема). Из этих сооб-
ражений такая схема механизма подъема не может быть рекомендована.
В последние годы в связи с общей тенденцией к автоматизации производ-
ства ряд иностранных фирм устанавливает на своих кранах специальные устрой-
ства для частичной автоматизации управления грейферными лебедками с неза-
висимым приводом, применяемые в сочетании с однорукояточным управлением
спаренными командоконтроллерами. Конструкции этих устройств весьма
различны, но принцип их действия почти одинаков.
Такое устройство связано с барабанами обеих лебедок посредством меха-
нической передачи. При вращении барабана замыкающей лебедки относи-
тельно барабана поддерживающей лебедки приходит в движение рабочий орган
устройства, который по мере перемещения вызывает размыкание и замыкание
104
контактов цепи управления электродвигателями обеих лебедок. Таким путем
осуществляется включение или выключение электродвигателей по заданной
программе. На фиг. 48 изображена схема такого устройства крана «Аппле-
важ».
Как показал опыт эксплуатации кранов, автоматизирующие устройства
упрощают работу крановщиков, значительно сокращая число движений, необ-
Фиг. 46. Схема механизма подъема
10-тонного крана « Ann леваж».
Фиг. 47. Схема механизма подъема 10-тон-
ного крана «Абус».
ходимых для осуществления каждого цикла крана, но уменьшают возможность
маневрирования движениями обоих электродвигателей (например, невозможно
осуществить включение двух электродвигателей в разные стороны для ускорен-
ного раскрытия грейфера). В целом существенного повышения производитель-
ности кранов применение этих устройств не дает. Тем не менее необходимо про-
должать работу над их усовершенствованием, так как возможности автомати-
зации работы грейферных лебедок далеко еще не исчерпаны.
9. Механизмы подъема крюковых кранов
На фиг. 49 показана лебедка 10-тонного крюкового портального крана
завода ПТО им. Кирова (выпуска 1957 г.). Она состоит из таких же отдельных
блоков, как и грейферная лебедка (фиг. 41), но в отличие от нее здесь ось дви-
гателя и ось барабана параллельны между собой.
Характерной особенностью лебедки является центробежный тормоз на
втором конце вала электродвигателя (см. разрез А—А). Для опускания груза
на небольшую высоту с замедленной скоростью нажимается кнопка, подающая
питание на магнит и электромагнитный тормоз размыкается, что позволяет
грузу опускаться под действием собственного веса. При этом вступает в работу
центробежный тормоз, не позволяющий грузу опускаться с большой скоростью.
Для надежной работы центробежного тормоза необходимо обеспечить его
особо тщательное изготовление, регулировку и уход.
В настоящее время в связи с выпуском заводом «Динамо» новой панели
типа ТСА, регулирование скорости, необходимой для крюковых кранов, осу-
ществляется электрическим методом. Для номинальных грузов эта панель
обеспечивает регулирование скорости до 1 3, а при хороших навыках кра-
новщика даже до 1 : 5. Для малых грузов возможно еще большее уменьшение
105
Бородин замыкающей
лебедки
Барабан поддержибающей
ледедки
Теоретический
ход
Фиг. 48. Автоматизирующее устройство крана «Апплеваж»: а — положение при открытом грейфере; б — положение при закрытом
грейфере.
С — контакт в цепи двигателя.
скорости (например, если груз составляет 10—15% от номинального, скорость
может быть доведена до 10—15% от номинальной). В связи с переходом на
панели ТСА применение центробежных тормозов становится нецелесообразным.
Для монтажных портальных кранов, применяемых в судостроении, при
судоремонте, на строительно-монтажных работах и в других аналогичных слу-
чаях, требуется более широкий диапазон регулирования скорости.
Наиболее совершенной системой регулирования скорости является система
Г—Д (генератор—двигатель), которая практически обеспечивает регулировку
скорости до 1 8 — 1 10. При грузах, значительно меньших, чем номиналь-
Фиг. 49. Лебедка подъема 10-тонного крюкового крана:
1 — редуктор; 2 — рама; 3 — тормоз; 4 — муфта; 5 — барабан; 6 — электродвигатель; 7 — ко-
ренной подшипник; 8 — центробежный тормоз.
ный (например, половинный груз), эта система позволяет получать также и
увеличенную скорость (до 180% от номинальной).
Однако в связи с большей стоимостью по сравнению с остальными схе-
мами система Г—Д применяется только на уникальных кранах.
Широкое распространение на монтажных кранах получили лебедки с так
называемым микроприводом. Конструкция такой лебедки для 10-тонного
портального крана завода ПТО им. Кирова (выпуска 1957 г.) показана на
фиг. 50, а ее кинематическая схема на фиг. 51. Барабан 1 приводится во вра-
щение главным редуктором 2 либо главным электродвигателем 5, либо вспомо-
гательным электродвигателем 11 (микродвигатель), который соединен с глав-
ным электродвигателем посредством зубчатой муфты 13 вспомогательного
червячного редуктора 14, зубчатой муфты 9 и планетарной муфты 7. Каждый
из электродвигателей имеет свой тормоз 4 и 12. Третий тормоз 8 установлен
на ободе планетарной муфты.
При работе главного электродвигателя тормоз 12 замкнут, тормоза 4 и 8
разомкнуты. Центральное колесо 17 планетарной муфты при этом остается
107
неподвижным, сателлиты 16 и зубчатый венец 15 обкатываются вокруг него.
При работе вспомогательного электродвигателя 11 тормоз 8 замкнут, тормоза
4 и 12 разомкнуты. Центральное колесо 17 при этом приводит в движение са-
теллиты, которые обкатываются по неподвижному зубчатому венцу 15, вращая
с помощью водила 6 главный электродвигатель 5 с уменьшенной скоростью.
Фиг. 50. Лебедка с микроприводом 10-тонного монтажного крана.
Фиг. 51. Кинематическая схема ле-
бедки с микроприводом 10-тонного
монтажного крана.
Конструкция планетарной муфты показана на фиг. 52.
На лебедке установлены предохранительные центробежные выключатели
3 и 10 (фиг. 51). Если во время работы вспомогательного электродвигателя от-
кажет тормоз 8 или поломается планетарная муфта 7, под действием веса груза
может начаться разгон барабана, главного
редуктора и главного электродвигателя;
центробежный выключатель 3 сработает
при двойном числе оборотов главного элек-
тродвигателя и обесточит всю лебедку.
Если во время работы главного элек-
тродвигателя откажет тормоз 12 или поло-
мается планетарная муфта 7, может начаться
разгон вспомогательного электродвигателя;
центробежный выключатель 10 сработает
при скорости, соответствующей двойному
числу оборотов вспомогательного электро-
двигателя, и обесточит всю лебедку.
В зависимости от передаточных чисел
планетарной муфты и вспомогательного
редуктора, а также от соотношения чисел оборотов электродвигателей,
отношение скоростей подъема при работе главного и вспомогательного элек-
тродвигателей колеблется обычно от 1 3 до 1 : 80.
Применяется также регулирование скорости с помощью тормозов с гидро-
толкателями, при котором замедление спуска осуществляется за счет допол-
нительного подтормаживания. Эта схема обеспечивает регулирование
108
Фиг. 52. Планетарная муфта лебедки 10-тонного крана.
Фиг. 53. Крюковая подвеска 5-тон-
ного крана:
1 — канат; 2 — упорный шарикоподшип-
ник; 3 — натяжной груз; 4 — вилка; 5 —
цепь; 6 — крюк.
Фиг. 54. Крюковая подвеска 15-тонного крана:
1 — канат правой свивки; 2 — канат левой свивки; 3 — травер-
са; 4 — вилка; 5 — упорный шарикоподшипник; 6 — щека тра-
версы; 7 — цепь; 8 — соединительное звено; 9 — предохранитель
от выпадания чалочных канатов; 10 — крюк.
скорости до 1:5. Однако при этом получается толчкообразная работа механизма,
возникает необходимость в тормозе больших размеров (он работает как спуск-
ной, а не как стопорный) и происходит интенсивный износ тормозных обкла-
док. Вследствие изложенных причин эта схема не может быть рекомендована.
В настоящее время ведутся также работы по освоению электрооборудова-
ния для схем с тормозными регуляторами (регулирование скорости до 1 : 10),
с дросселями насыщения (до 1 8) и с генераторами вихревых токов (до 1 6).
Для крюковых кранов грузоподъемностью до 5 Т включительно обычно
применяется подвеска крюка на одном канате (фиг. 53). Для того чтобы закру-
чивание каната /, которое имеет место при изменении величины нагрузки (в осо-
бенности при новых, не вытянувшихся еще канатах), не вызывало кручения
остальных частей подвески, вводится упорный шарикоподшипник 2, который
следует устанавливать, как показано на фиг. 53, т. е. между канатами и гру-
зом 3. При установке его между грузом и вилкой 4, как это иногда встре-
чается, кручение каната вызывает также и кручение груза, следствием чего
является быстрое разрушение каната непосредственно над подвеской.
Для кранов грузоподъемностью 10 и 15 Г применяется подвеска на двух
канатах (фиг. 54). При такой подвеске необходимо принять ряд мер для предот-
вращения закручивания канатов. Во-первых, при такой подвеске используется
один канат правой свивки 1 и один канат левой свивки 2. Во-вторых, оба ка-
ната и цепь 7 присоединяются к траверсе, состоящей из двух щек 6, посредством
упорных шарикоподшипников 5. В-третьих, расстояние между обоими кана-
тами как на конце хобота, так и на подвеске, должно быть максимально воз-
можным.
10. Ограничители перегрузки
В кранах с постоянной грузоподъемностью на всех вылетах применяются
ограничители веса груза. В кранах с переменной грузоподъемностью, завися-
щей от вылета, применяются ограничители грузового момента (грузовой мо-
Фиг. 55. Ограничитель веса груза рычажного типа.
мент — произведение веса груза на вылет, при котором можно поднимать
этот груз).
Существует большое количество различных типов ограничителей пере-
грузки, но до настоящего времени не создано ни одной достаточно точной,
надежной и в то же время простой и компактной конструкции.
110
Фиг. 56. Ограничитель веса груза эксцентрикового типа: а — схема огра-
ничителя; б — узел блоков.
Фиг. 57. Электромеханический ограничитель грузового момента:
/ — пятицепной выключатель; 2 — ускорительная зубчатая передача; 3 — буфер; 4 — ось вращения гру-
зового рычага; 5 — грузовой рычаг; 6 — регулировочный винт; 7 — груз.
111
Большинство ограничителей веса груза — рычажного или эксцентрико-
вого типа. На фнг. 55 показан рычажный ограничитель 10-тонного крюкового
крана завода ПТО им. Кирова (выпуска 1957 г.). Под действием натяжения
каната, огибающего блок 7, рычаг 2 стремится повернуться против часовой
стрелки вокруг оси <3, преодолевая момент от веса груза 5. При этом регули-
руемая по длине тяга 6 заставляет повернуться рычаг 8, посаженный на вы-
ходном валике конечного выключателя 7, и разомкнуть контакты этого выклю-
чателя. Винт 4 предназначается для регулировки плеча груза 5. С помощью
винта 4 н тяги 6 ограничитель регулируется таким образом, чтобы обеспечить
беспрепятственный подъем грузов до 10 Т включительно и не допускать подъема
грузов 11 Т и выше.
Эксцентриковый ограничитель веса груза 10-тонного грейферного крана
«Апплеваж» (модель 1955 г.) показан на фиг. 56. В отличие от ограничителя
крюкового крана, на который воздействует натяжение в одном подъемном
канате, в этом ограничителе происходит суммирование натяжений в одном
подъемном и одном замыкающем канатах.
Блоки 7 и 2 ограничителя, по которым проходит один подъемный и один
замыкающий канат, посажены не непосредственно на ось «3, а на промежуточ-
ную эксцентриковую втулку 4.
Благодаря наличию эксцентриси-
тета натяжение в канатах 5 и 6 за-
ставляет поворачиваться ось «3,
преодолевая момент от веса груза 7.
При этом кулачок 8 нажимает на
ролик рычага 9 конечного выклю-
чателя 10 и размыкает контакты
этого выключателя. Ограничитель
регулируется таким образом, чтобы
обеспечить беспрепятственный подъ-
ем грейфера при сумме натяжений
в канатах обеих лебедок до 10 Т
включительно н не допускать подъ-
ема грузов 12,5 Т и выше.
На фиг. 57 показан электроме-
ханический ограничитель грузового
крюковом кране завода ПТО им.
Фиг. 58. График грузоподъемности 15-тон но го
крюкового крана.
момента, установленный на 15-тонном
Кирова (выпуска 1960 г.). Ограничитель состоит из двух узлов: верхнего,
на который воздействует натяжение в грузовом канате, и нижнего, на ко-
торый воздействует изменение вылета стрелы.
Устройство и принцип действия верхнего узла почти такие же, как у огра-
ничителя, показанного на фиг. 55. Отличие состоит в том, что вместо одного
двухцепного выключателя в верхнем узле установлены два пятицепных вы-
ключателя 1 и приводятся эти выключатели в движение не непосредственно,
а через ускорительную зубчатую передачу 2. Устройство нижнего узла ясно
из фигуры.
В каждом узле один из выключателей включен в цепь управления электро-
двигателем лебедки подъема, другой — электродвигателем лебедки механизма
изменения вылета. Момент разрыва контактов всех четырех выключателей
устанавливается с таким расчетом, чтобы на каждом вылете можно было под-
нять груз не более допускаемого для данного вылета, в соответствии с графи-
ком, приведенным на фиг. 58. Так, например, при вылетах от 22 до 32 м допу-
скается производить подъем груза не более 10 Т. Если в этом диапазоне вы-
летов будет произведена попытка поднять груз, превышающий номинальный
на 10%, т. е. 11 Т или более, сработают оба выключателя верхнего узла и
остановят лебедки подъема и изменения вылета. Если же в этом диапазоне
вылетов будет поднят груз 10 Г и с этим грузом будет производиться увеличе-
ние вылета, то при превышении вылета ~ 33 м сработают оба выключателя
нижнего узла и также остановят обе лебедки.
11. Расчетные нагрузки механизмов подъема
При расчете деталей подвесок и грузозахватных приспособлений в формуле
(11) вместо моментов подставляются силы, вместо моментов инерции — массы,
вместо угловой скорости — скорость поступательного движения, вместо угло-
вой жесткости — линейная жесткость. Для того чтобы не производить указан-
ных пересчетов, можно без большой погрешности для упомянутых деталей
принять значение £п, вычисленное для последнего вала механизма (вала ба-
рабана).
Эти расчеты не распространяются на крюки, изготовляемые по ГОСТ,
стальные канаты и цепи (расчет этих деталей нормирован Правилами Госгор-
технадзора), а также на стенкн канатных барабанов. Все эти детали рассчи-
тываются только на прочность под действием нагрузки от статического прило-
жения веса груза, подвески н канатов Q.
Расчетные нагрузки механизмов подъема указаны в табл. 23. В табл. 60
приведены дополнения к табл. 23, связанные со спецификой грейферных кра-
нов.
Таблица 60
Расчетные нагрузки механизмов подъема грейферных кранов с двумя
независимыми лебедками, управляемыми двумя несвязанными
командоконтроллерами
Рассчитываемые детали Случаи нагрузки 1
1-й 2-й '
Канаты замыкающего барабана 11 — 0,6 Q2’
Канаты поддерживающего барабана11 — 0,6 Q-*
Цепи11 — Q
Подшипники качения 0,5 Q —
Детали замыкающей и поддерживающей лебедок SlI^Q
Детали канатных и цепных замков крепления грейфера к цепям и канатам 5ц<2
Q — вес груза, грейфера и канатов;
Qg — эквивалентный вес груза, грейфера и канатов (см. табл. 21);
М9 — момент на рассчитываемом валу от эквивалентного груза Q,;
Mq — статический момент на рассчитываемом валу от груза Q;
=! и ;п — см. в табл. 15 и 22.
------------ I
> * Один канат (цепь) при двухканатном грайфере и два каната (цепн) при четырехканатном грей- I
фере.
Эта расчетная нагрузка больше предписанной L46J. так как опыт эксплуатации показал, что j
канаты, выбранные по работе 146], недостаточно долговечны.
12. Выбор двигателей и тормозов
Выбор двигателя,
тажных кранов
Для механизмов подъема крюковых и
выбор двигателя производится по формуле
м о н-
А7 —_
yV"B —102V
(72)
где Ncm — статическая мощность двигателя (мощность при установившемся
движении), кет;
Q — вес груза, подвески и канатов, кГ;
v — скорость подъема груза, м!сек;
т] —к. п. д. механизма подъема (полиспаста и лебедки).
По этой мощности по каталогу подбирается ближайший больший двигатель
(с учетом ПВ).
Выбранный двигатель проверяется по времени пускай по среднему уско-
рению при пуске.
Проверка по времени пуска производится по формуле
/ _ GD’n । 0,975Qv*
375(M„-Mcm) ‘ W
где tn — время пуска, сек.;
GD2 — маховой момент вращающихся масс механизма, приведенный
к валу двигателя, кГм2,
GD* =1,2 (GDI ~GD3M),
где 1,2 —коэффициент, учитывающий влияние масс, расположенных на
всех валах, кроме вала двигателя;
GDsn — маховой момент якоря двигателя (определяется по каталогу элек-
тродвигателей), кГм2;
GD\t — маховой момент муфты, соединяющей двигатель с редуктором,
кГм2;
п —число оборотов двигателя в минуту;
т] — к. п. д. механизма;
Мп—пусковой момент двигателя (см. п. 6. часть первая);
Мст — момент статических сопротивлений, кГм;
Мет = 975^
Время пуска не должно превышать 3—4 сек.
Проверка по среднему ускорению прн пуске производится по формуле
= <74>
где аср — среднее ускорение при пуске, м/сек2', аС9 не должно превышать: для
монтажных кранов 0,1 м/сек2, для крюковых кранов 0,2 м/сек2.
Для механизмов подъема грейферных кранов с двумя
независимыми лебедками — подъемной и замыкающей — выбор
двигателя каждой лебедки производится по формуле
N = 0,5i^, (75)
где Q — вес груза, грейфера и канатов, кГ.
По этой мощности по каталогу подбирается ближайший (обычно ближай-
ший больший) двигатель (с учётом ПВ).
Выбор тормоза. Выбор тормоза производится по формуле
Mm = kmMip, (76)
где Мт — необходимый момент тормоза, кГм;
Мгр — момент, создаваемый весом груза на тормозном валу, кГм;
km — коэффициент запаса торможения, принимаемый согласно Правилам
Госгортехнадзора [46]; при режиме Л 1,5, при режиме С 5* 1,75,
при режиме Т и ВТ 2.
По этим же правилам при установке двух тормозов на одном механизме
km для каждого тормоза должен быть 1,25 при любом режиме; для механиз-
мов подъема грейферных кранов с двумя независимыми лебедками момент
Мгр для тормоза каждой лебедки вычисляется для полного веса грейфера
с грузом, а коэффициент km должен быть 1,25.
114
Увеличение km против указанных выше значений не рекомендуется, так
как приводит к резким остановкам и, как следствие, .к преждевременному
износу механизма.
Время торможения определяется по формуле
, GD-tii . 0,975 Qvpgi
— ф (мт-мгр) ’
где tm — время торможения, сек.;
—число оборотов двигателя при спуске, об/мин.;
и± — скорость опускания груза, м/сек;
т)х — к. п, д. механизма подъема (полиспаста и лебедки) при спуске.
Средние замедления при торможении рекомендуется иметь не более сред-
них ускорений при пуске.
ГЛАВА HI
МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА
Механизм поворота портальных кранов состоит из опорно-поворотного
устройства, поддерживающего и центрирующего поворотную часть, и привода,
вращающего поворотную часть. Как уже указывалось выше, в зависимости от
типа опорно-поворотного устройства различают краны на колонне и на по*
воротном круге.
13. Опорно-поворотные устройства кранов на колонне
Портальные краны на колонне применяются двух типов — с неповоротной
или поворотной колонной (фиг. 59).
В первом случае колонна служит продолжением портала, а поворотная
часть вращается вокруг нее. Вес поворотной части с грузом воспринимается
упорным подшипником наверху колонны, а опрокидывающий момент — ра-
диальными опорами наверху колонны и у ее основания.
В кранах с поворотной колонной последняя составляет одно целое
с поворотной частью. В этом случае вес поворотной части с грузом вос-
принимается подшипником, расположенным внизу колонны, а опрокидываю-
щий момент—радиальными опорами внизу колонны и в верхней части
портала.
Наиболее широкое распространение получили краны с поворотной ко-
лонной. На фиг. 60 изображено опорно-поворотное устройство такого 5-тонного
портального крана завода ПТО им. Кирова (выпуска 1960 г.). Нижний узел (II)
включает в себя радиальный сферический роликоподшипник 9, воспри-
нимающий горизонтальное усилие, и упорный шарикоподшипник /9, во-
спринимающий вертикальную нагрузку. Для того чтобы обеспечить само-
устанавливание колонны по отношению к порталу, упорный подшипник опи-
рается на кольца 11 и 12, со сферической поверхностью радиуса R. Для
правильной работы этого узла необходимо, чтобы центр сферы радиуса R
совпадал с центром сферы радиуса Ад роликоподшипника 9 и чтобы кольцо
12 было установлено с достаточным зазором по наружному диаметру.
Верхняя опора состоит из пяти бочкообразных катков (узел /), которые
обкатываются по внутренней поверхности кругового рельса, закрепленного
на верхней части портала. С целью обеспечения вертикального положения
колонны, регулирования первоначального зазора между рельсом и катками
и компенсации износа при эксплуатации катки посажены на осях /, на кото-
рые надеты эксцентриковые втулки 2.
14. Опорно-поворотные устройства кранов на поворотном круге
Портальные краны на поворотном круге применяются двух типов: с колес-
ными и с катковыми (или шаровыми) опорно-поворотными устройствами.
Нб
Фиг. 59. Схема опор кранов на колонне: а—с не-
поворотной колонной; б — с поворотной колонной.
Фиг. 60. Опорно-поворотное устройство 5-тонного крана:
/ — ось; 2 — эксцентриковая втулка; 3 — каток; 4 — конический роликоподшипник; 5 — опора; 6 и 7 —
уплотнительные кольца; 8 — промежуточная втулка; 9 — радиальный сферический роликоподшипник;
10 — упорный шарикоподшипник; И п 12 — кольца со сферической поверхностью.
117
Колесное опорно-поворотное устройство обычно
имеет четыре опоры, причем в зависимости от нагрузки в каждой опоре уста-
навливается либо одно колесо, либо двухколесная балансирная тележка. На
фиг. 61 показана такая двухколесная балансирная тележка портального крана
«Абус» (ГДР) грузоподъемностью 15 Т (выпуск 1956 г.).
Фиг. 61. Двухколёсная балансирная тележка 15-тонного
крана «Абус».
Катковые опорно-поворотные устройства выпол-
няются с коническими или с цилиндрическими катками (фиг-. 62). В первом
Фиг. 62. Схемы катковых опорно-поворотных устройств: а — с коническими
катками; б—с цилиндрическими катками.
случае оно представляет собой большой конический роликоподшипник, у ко-
торого оба кольца обработаны на конус так, что образующие этих конусов
и оси вращения роликов пересекаются в одной точке на оси вращения поворот-
ной части; при этом катки катятся по рельсам без скольжения. Во втором
случае катки имеют цилиндрическую форму, поверхности колец представляют
собой две плоскости и катки катятся со скольжением.
На фиг. 63 показано опорно-поворотное устройство с коническими катками
10-тонного портального крана завода ПТО им. Кирова (выпуска 1951 г.).
Как показал опыт эксплуатации, такое устройство работает надежно только
при условии весьма тщательного изготовления, качественной сборки на заводе
и точной установки при монтаже. Однако эти условия не всегда полностью
выполняются, что приводит к повышенному износу катков и рельсов, неспо-
койному повороту и даже к поломкам. Так, например, если ось катка проходит
не точно через ось вращения поворотной части крана, а мимо нее, то каток
катится не по окружности и стремится сойти с рельса. Это вызывает такие
большие усилия в тягах, что последние иногда разрываются.
На фиг. 64 показано опорно-поворотное устройство с цилиндрическими
катками 10-тонного портального крана завода ПТО им. Кирова (выпуска
1960 г.). Первые краны с цилиндрическими катками завод выпускал без тяг,
соединяющих катковый круг с центральной колонной. Такая конструкция не
118
Фиг. 63. Опорно-поворотное устройство с коническими катками:
/ — верхняя гайка; 2 — центральная колонна: 3 — корпус; 4 — поворотная'плат-
форма; 5 — центральная втулка; 6 — направляющий подшипник; 7 — цевочный ба-
рабан; 8 — тарельчатая пружина; 9 —упорный шарикоподшипник; 10 — нижняя
гайка; 11 — каток; 12 — тяга.
Фиг. 64. Опорно-поворотное устройство с цилиндрическими катками:
1 — верхняя гайка; 2 — центральная колонна; 3 — упорный шарикоподшипник; 4 —
тарельчатая пружина; 5 — направляющий подшипник; 6 — поворотная платформа;
7 — центральная втулка; 8 — верхний фланец; 9 — оголовок портала; 10 — ниж-
ний фланец; 11 — нижняя гайка; 12 — каток; 13 — сепаратор; 14 — тяга.
всегда обеспечивала надежную работу поворотного устройства. Имели место
случаи, когда катковый круг во время работы деформировался, превращаясь
в овал; при этом катки, не прижатые поворотной платформой, своими ре-
бордами находили на рельс и приходилось останавливать кран. Выявлены
были две причины этих аварий: плохое состояние подкрановых путей,
Фиг. 65. Крепление кругового рельса: а — на сварке; б — на болтах.
Фиг. 66. Центральная колонна со
сферическим направляющим подшип-
ником:
1 — подшипник; 2 — опорное кольцо.
вызывавшее потерю плоскостности кру-
гового рельса и перекос осей катков
по отношению к оси вращения поворотной
части. После установки тяг все аварии
прекратились и такие устройства длитель-
ное время работают вполне надежно.
При катковом опорно-поворотном
устройстве нижний рельс делается кру-
говым, а верхний — в виде двух дуг по
ширине поворотной платформы. Желатель-
но, чтобы ширина поворотной платформы
не превышала 4 м. В этом случае она мо-
жет быть целиком, без монтажных стыков,
сварена, механически обработана и пере-
везена по железной дороге.
До последнего времени была широко
распространена приварка рельсов к ого-
ловку портала и к поворотной платформе с
последующей механической обработкой по-
верхностей катания (фиг. 65, а). Такая кон-
струкция не может быть рекомендована по
двум причинам: во-первых, в случае износа
рельса замена его невозможна без демонта-
жа крана;во-вторых,вследствие неизбежных
местных зазоров между подошвой рельса и
опорным листом вся нагрузка передается
через сварные швы, вследствие чего в них
часто возникают трещины. Конструкция со
съемным рельсом (фиг. 65, б) лишена ука-
занных недостатков, но несколько дороже.
Центрирование поворотной части. Как при колесном, так и при катковом
опорно-поворотном устройстве центрирование поворотной части осуществляется
центральной колонной (см. фиг. 63 и 64), воспринимающей все действующие на
поворотную часть горизонтальные нагрузки и препятствующей опрокидыванию
поворотной части при недостаточной ее устойчивости.1 Для того чтобы при
этом не происходил отрыв поворотной платформы от катков, центральная
колонна с помощью гаек, опирающихся на тарельчатые пружины, получает
предварительный натяг, величина которого регулируется на монтаже.
1 Недостаточная устойчивость поворотной части может иметь место только в случае
грубых отступлений при изготовлении, так как по расчету ее устойчивость всегда обеспечи-
вается.
120
Центральная колонна делается полой для пропуска проводов. Одним
концом она неподвижно закрепляется в поворотной платформе (фиг. 63) или
в оголовке портала (фиг. 64) в зависимости от того, где устанавливается
кольцевой токоприемник. Другой ее конец входит в центральный направляю-
щий подшипник, который устанавливается жестко или шарнирно. При жестком
Фиг. 67. Шаровое опорно-поворотное устройство 5-тонного крана «Каяр».
Фиг. 68. Узел шарового опорно-по-
воротного устройства фирмы «Ротэ
Эрдэ».
закреплении (фиг. 63 и 64) упругие деформации поворотной платформы, воз-
никающие при изменении грузового момента, не вызывают защемления цен-
тральной колонны благодаря зазорам в бронзовом вкладыше направляющего
подшипника; из этих же соображений внутренняя поверхность вкладыша имеет
короткую цилиндрическую часть и два конуса по краям (узел /, фиг. 63
и 64).
При шарнирном закреплении конца колонны направляющий подшипник
выполняется в виде качающейся траверсы, ось качания которой располагается
перпендикулярно плоскости стрелы. Для
портальных кранов большой грузоподъем-
ности применяют более сложную и дорогую
установку подшипника в сферическом шар-
нире (фиг. 66), который компенсирует
деформации платформы в любом направ-
лении.
Шаровые опорно-поворотные устрой-
ства. За последние годы взамен катковых
опорно-поворотных устройств начали при-
менять шаровые опорно-поворотные устрой-
ства двух видов: воспринимающие только
вертикальную нагрузку и воспринимающие
вертикальную нагрузку, горизонтальные
силы и опрокидывающий момент.
К числу шаровых устройств, вос-
принимающих только вертикальную на-
грузку, относится поворотное устройство
5-тонного портального крана фирмы
«Каяр» (выпуска 1955 г.), приведенное на фиг. 67. Единственным его отли-
чием от каткового устройства является замена катков шарами.
Принципиально иной является конструкция шарового устройства, се-
рийно выпускаемого западногерманской фирмой «Ротэ Эрдэ» (фиг. 68) и при-
меняемого рядом фирм, изготовляющих портальные краны. Это устройство
воспринимает вертикальную нагрузку, горизонтальные силы и опрокидываю-
щий момент и поэтому не нуждается в центральной колонне.
Другое шаровое устройство применено в кране «Абус» грузоподъем-
ностью 10 Т (фиг. 69). В нем шары воспринимают только вертикальную
нагрузку. Для восприятия горизонтальных сил и опрокидывающего момен-
та дополнительно устанавливаются вертикальные и горизонтальные ролики.
Во всех случаях применения шаровых устройств для нормальной их
работы необходимо обеспечить значительно большую жесткость оголовков
порталов и поворотных платформ, чем при катковых и колесных устройствах.
121
Сравнение катковых и колесных опорно-поворотных устройств. При
одинаковом запасе устойчивости поворотной части при колесном поворотном
устройстве требуется больший диаметр кругового рельса, чем при катковом.
Так, если G —вес поворотной части с грузом, подвеской и канатами, х0—коорди-
ната ее центра тяжести (фиг. 70), то момент, удерживающий поворотную часть
от опрокидывания в сторону стрелы, будет
Муд---G (Xq —— б),
где с — расстояние от оси вращения до ребра опрокидывания.
Для каткового устройства (фиг. 70, а) и для четырехопорного колесного
(фиг. 70, б) при равных G и х0 должны быть равны и расстояния с. Из чертежа
наглядно видно, что для колесного устройства требуется больший диаметр
кругового рельса, чем для каткового.
При катковом устройстве вертикальные нагрузки распределяются на
большее число опор, чем при колесном, вследствие чего удается значительно
уменьшить контактные напряжения и износ и обеспечить длительную работу
без замены рельса и катков.
Однако простота конструкции и обслуживания колесных устройств
объясняет сравнительно частое применение их, особенно для легких кра-
нов.
15. Расчетные нагрузки опорно-поворотных устройств
При расчете опорно-поворотных устройств рассматриваются расчетные
комбинации нагрузок, приведенные в табл. 61.
Для 1-го случая нагрузкой являются собственный вес поворотной части
и вес эквивалентного груза (см. табл. 21), умноженный на поправочный коэф-
фициент (такой же, как при расчете металлоконструкций — см. п. 2, часть
третья).
Для 2-го случая рассматриваются две комбинации нагрузок — комбина-
ции В и Г (см. п. 9, часть первая).
При расчете по комбинации В вес груза, подвески и канатов (или вес груза,
грейфера и канатов) умножается на поправочный коэффициент фц (такой же,
как при расчете металлоконструкций).
При расчете по комбинации Г горизонтальные силы инерции от торможе-
ния механизмов поворота и передвижения вычисляются для предельных усло-
вий торможения (срабатывание муфты предельного момента, буксовка колес
и т. п.). Отклонение грузовых канатов от вертикали определяется по формуле
(17). Давление ветра определяется по данным п. 5 первой части. Горизонталь-
ная сила, вызванная наклоном крана на угол у под влиянием просадки путей,
определяется по формуле
GnH sin у,
где Спи — вес поворотной части без груза.
Если угол у неизвестен, его можно принимать равным 0° 10' (3 1000)
вдоль и поперек пути. Для плавучих и доковых кранов силы инерции от качки
вычисляются по данным [52].
Как показал опыт проектирования, для кранов, параметры которых
приняты по ГОСТ 7994—56 «Краны электрические портальные грузоподъем-
ностью до 15 Т» или близки к нему, влияние горизонтальных сил инерции
поворотной части от торможения механизмов поворота и передвижения, а
также горизонтальных сил, вызванных наклоном крана, незначительно.
Для уникальных кранов большой грузоподъемности или с большими раз-
мерами влияние всех этих сил необходимо учитывать.
При расчете колес, катков и шаров за расчетную нагрузку следует прини-
мать давление на наиболее нагруженное колесо, каток или шар, вычисленное
по 1-му случаю нагрузки.
122
Фиг. 69. Шаровое опорно-поворотное устройство 10-тонного крана «Абус».
Фиг. 70. Схема катковых и колесных
опорно-поворотных устройства: а — кат-
ковое; б — колесное.
Таблица 61
Нагрузки дли расчета опорно-поворотных устройств портальных кранов
Расчетные случав
1-й 2-й 3-й
Комбина- ция В Комбина- ция Г
Вес поворотной части + 4- 4- 4-
Вес груза, подвески и канатов +” +2’ —
Горизонтальные- силы инерции поворотной части от торможения механизмов поворота — — 4-’’ —
изменения вылета — — 4-” —
Горизонтальная сила от отклонения грузовых кана- тов от вертикали — — 4- —
Давление ветра на поворотную часть крана — — 4- 4-
Горизонтальная сила, вызванная наклоном крана, приложенная в центре тяжести поворотной части — — 4- 4-
। Сила инерции от качки при волнении для плаву- чих и доковых кранов — — 4-" +
11 Эквивалентный, на вылете, равном 0,7 4-0.8 ЯтаХа 2> Эквивалентный, на вылете, равном /?тах< 31 Если по условиям работы эти оба движения совмещаются, учитывается их одновременное действие. ** Если кран в рабочем состоянии подвергается качке.
16. Определение давлений на опоры поворотной части
Давления на опоры поворотной части вызываются действием ее веса и веса
груза, подвески и канатов, приложенных в центре тяжести, и дополнитель-
ных моментов от остальных сил, перечисленных в табл. 61, которые в общем
случае приводятся к моменту Мх в плоскости стрелы и к моменту Му в плос-
скости, перпендикулярной плоскости стрелы. Сложение этих моментов дает
равнодействующий момент Мр.
Опорно*поворотное устройство кранов на колонне. У кранов на колонне
указанные выше силы и моменты вызывают вертикальную реакцию V, дей-
ствующую на упорный подшипник, и горизонтальные реакции Я, приложен-
ные в верхней и нижней радиальных опорах (фиг. 59).
Величина давления на каток Nx и суммарного давления S/V зависит от
общего числа катков г и от их расположения. Если принять косинусоидаль-
ный закон распределения давления между катками (фиг. 71, а), то для любого
катка х
tr _ COS "Yjf
Nx=Nm« 7~-'~
cos Im
n
H=^NXCOS ixt
I
где Nx —давление на каток x;
Nina* — давление на наиболее нагруженный каток;
124
ух — угол между плоскостью стрелы и направлением давления на ка-
ток х;
ут — угол между плоскостью стрелы и направлением давления на наи-
более нагруженный каток.
Фиг. 71. Схема к расчету давлений на катки у кранов на колонне.
Давление на наиболее нагруженный каток
л/ — н cos
'» max---П —----------.
COs2Tx
Суммарное давление
2 cos ь
2 c°ss^
(78)
(79)
где п — число одновременно работающих катков (заштрихованы на фиг. 71, а).
При большом числе катков z, расположенных на равных расстояниях,
ЛГШах = |Я
(80)
У портальных кранов величина горизонтальной реакции в плоскости
стрелы различна при нагруженном и ненагруженном кране; кроме того, имеются
значительные силы, перпендикулярные плоскости стрелы. Поэтому чаще всего
применяется схема расположения кат-
ков, показанная на фиг. 71, б. В случае
больших нагрузок или невозможности
размещения катков необходимого диа-
метра применяют балансирные двухкат-
ковые тележки.
Колесное опорно-поворотное устрой-
ство. При схеме нагрузок по фиг. 72
наиболее нагруженным будет колесо В,
наименее нагруженным — колесо D.
Полагая опорные поверхности абсолютно
жесткими, получим
№=Л^ах=?(1
7VD = Wmln=^I
Фиг. 72. Схема к расчету давлений на
колеса при колесном опорно-поворотном
устройстве.
125
где G = GnH + Q — вес поворотной части с грузом, подвеской и канатами.
Мх — дополнительный момент в плоскости стрелы;
Му — дополнительный момент в плоскости, перпендикулярной
плоскости стрелы.
Для обеспечения устойчивости поворотной части необходимо, чтобы
(82>
где £ — коэффициент запаса, который для второго случая нагрузки должен
быть не менее 1,05. В нерабочем состоянии коэффициент £ может
быть и меньше единицы, так как при этом допускается включение
в работу центральной колонны.
Из выражений (82) можно найти минимальный диаметр кругового рельса'
sin i G cos G + 0 ' '
Катковое опорно-поворотное устройство. Если на поворотную часть дей-
ствует вес G и момент Мх и она опирается на п катков (заштрихованных на
фиг. 73, а), то давление на каток
N< = °±VK,
где VK — дополнительное давление, вызванное моментом
М = O-Xq —/Их.
Это давление определяется из условия
£УКГК = М,
где гк — расстояние от центра катка до оси //—//.
Предполагая опорные поверхности абсолютно жесткими и принимая ли-
нейный закон распределения давления между катками, получим
Vk = Vm«x-K»
где Утах — наибольшая величина дополнительного давления на каток.
Подставляя это выражение в предыдущее, получим
126
Наибольшее и наименьшее давления на каток составят
'’max— D
м _G м
/Vmin — п Д
(84)
Наиболее нагруженным будет каток Л, наименее нагруженным — каток В.
В общем случае, когда на поворотную часть действуют вес G и моменты
и Му (фиг. 73, б), выражение (84) сохраняет свою силу. При этом расчет
ведется на результирующий момент
Мр = Gx0 Мх + Му,
а гк определяется как расстояние от центра катка до оси IV—/V, перпенди-
кулярной плоскости, в которой действует этот момент.
Наиболее нагруженным будет каток С, наименее нагруженным — ка-
ток D.
Для обеспечения устойчивости поворотной части необходимо, чтобы
G(R — х0)^1МХ1 |
г b
°2
(85)
17. Колеса, катки, шары и рельсы
Колеса и катки изготовляются коваными, штампованными или литыми из
материалов, указанных в табл. 62. В этой же таблице указана и рекомендуемая
Таблица 62
Допускаемые контактные напряжения при линейном контакте, кПсм*
Материал колеса, катка млн кругового рельса НВ Режим работы
Л с т ВТ
Сталь 45, ГОСТ 1050—60 ^200 5000 4500 — —
40ХН, ГОСТ 4543—57 1 Сталь 75, ГОСТ 1050—60 1 65Г, ГОСТ 1050—60 j ^300 8500 8000 7500 7000
55Л, ГОСТ 977—58 Г^ЗОО 6500 6000 5500 5000
55Л, ГОСТ 977—58 ^=200 4500 4000 3500 3000
Примечания: I. При точечном контакте допускаемые напряжения можно принимать в 2—
2,5 раза больше.
2. Допускаемые напряжения принимаются по менее прочному материалу пары.
твердость поверхности катания. На долговечность колеса влияет не только
твердость поверхности катания, но и структура закаленного слоя. Широко
распространенная до последнего времени поверхностная закалка (т. в. ч. или
кислородно-ацетиленовым пламенем) дает совершенно неудовлетворительные
результаты, так как закаленный слой представляет собой корку незначитель-
ной толщины, а под ней без перехода начинается мягкий металл. В результате
образуются многочисленные трещины, происходит выкрашивание и отслаи-
вание металла.
Поэтому для колес можно рекомендовать только такую термическую об-
работку, при которой глубина закаленного слоя получается не менее 15 мм
с плавным его переходом в незакаленный материал. Хорошие результаты дает
сорбитизация колес. Для катков небольшого диаметра (=С 300 мм) можно реко-
мендовать объемную закалку с последующим отпуском.
Применяемые в шаровых опорно-поворотных устройствах шарики, изго-
товляемые подшипниковыми заводами, термически обработаны: при диаметре
до 45 мм — до HRC = 62 -ь 66; при диаметре выше 45 мм — до HRC = 60 -ь 66
(поэтому по контактным напряжениям должен рассчитываться только шаровой
погон).
В связи с тем, что рельсы опорно-поворотных устройств испытывают
большое число повторных нагружений, их следует изготовлять из более изно-
соустойчивых материалов. Для кованых или гнутых из проката рельсов квад-
ратного или прямоугольного профиля применяют сталь 50Г, 50Г2 или 65Г
по ГОСТ 1050—60, для литых рельсов — высокоуглеродистую сталь с повы-
шенным содержанием марганца, аналогичную стали 65Г.
Для шаровых погонов применяют сталь 65Г, а также сталь 40ХН по
ГОСТ 4543—57.
Колеса, катки и шары рассчитываются на контактную прочность в месте
контакта с рельсом.
При линейном контакте для стальных колес
°КОН === 600 "1/"V— [°кон]> (66)
~ и ¥пр
где Окон — контактное напряжение, кГ/см?;
N —давление, определяемое по п. 15 второй части;
b — длина линии контакта, см\
Рпр — приведенный радиус кривизны, см (табл. 63);
[0кон] — допускаемое контактное напряжение (табл. 62).
Таблица 63
Приведенные радиусы кривизны
При точечном контакте
°«>« = 4000 < [о„о„ ]. (87)
Допускаемая нагрузка на шар при числе оборотов шарового круга
п 1 об/мин.
N ^450 D* кГ, (88)
где D — диаметр шара, см.
При п = 1—2 об/мин. N следует уменьшить на 25—30%.
128
18. Приводы механизмов поворота
Большое количество схем приводов механизма поворота может быть при-
ведено к трем типам.
Механизм поворота с червячным редуктором. Данный механизм выпол-
няется по следующей схеме: электродвигатель — соединительная муфта с уста-
Фиг. 74. Механизм поворота 10-тонного крана:
1 — центральная колонна; 2 — электродвигатель; 3 — соединительная муфта; 4 — тормоз;
5 — червячный редуктор; 6 — катковый круг; 7 — цевочная передача.
Электродвигатель МТВ-612-10; N = 60 кет; п = 578 об/мин. Червячная передача: т «
—12 жж; 2|=— 2; za—59; материал червяка—сталь ЧОХ. НВ = 255-- 285; материал венца чер-
вячного колеса — Бр. АЖ9-4Л.
новленным на ней тормозом — червячный редуктор с встроенной муфтой пре-
дельного момента — цевочная (или зубчатая) передача. По такой схеме вы-
полнен, например, механизм поворота 10-тонного портального крана завода
б Портальные краны ]29
ПТО им. Кирова (выпуска 1960 г.). На фиг. 74 показан общий вид механизма
поворота этого крана, на фиг. 75 — его червячный редуктор.
Основным требованием, предъявляемым к механизму поворота, является
жесткое его закрепление в поворотной платформе. Поэтому червячный редуктор
Ю а
Фиг. 75. Червячный редуктор меха-
низма поворота 10-тонного крана:
1 — нажимная пружина; 2 — вертикальный
вал; 3 и 4 — верхний и нижний конусы
муфты предельного момента; 5 — червячное
колесо; 6 и 7 — подшипниковые узлы вер-
тикального вала; 8 — звездочка; 9 — чер-
вяк; 10 и И — подшипниковые узлы вала
червяка.
выполнен в стальном литом корпусе, за-
крепленном в посадочных гнездах в верх-
нем и нижнем листах поворотной плат-
формы.
Механизм поворота с цилиндро-кони-
ческой передачей. Этот механизм выпол-
няется по двум следующим схемам: 1) эле-
ктродвигатель — соединительная муфта с
установленным на ней тормозом — одно-
или двухступенчатый цилиндрический ре-
дуктор со встроенной муфтой предельного
момента — конический редуктор — цевоч-
ная (или зубчатая) передача; 2) электро-
двигатель— соединительная муфта с уста-
новленным на ней тормозом и встроенной
в нее муфтой предельного момента — ци-
линдро-конический редуктор — цевочная
(или зубчатая) передача.
По первой схеме выполнен механизм
поворота 3-тонного портального крана за-
вода ПТО им. Кирова (выпуска 1950 г.).
По второй схеме выполнен 15-тонный кран
итальянской фирмы «Черетти—Танфани»
(выпуска 1954 г.). На фиг. 76 показан его
цилиндро-конический редуктор.
За последние годы получил распрост-
ранение (в особенности, на легких кранах—
грузоподъемностью до 5 Т) третий тип ме-
ханизма поворота — с вертикальным флан-
цевым электродвигателем. Он выполняется
по следующей схеме: электродвигатель—
соединительная муфта с установленным
на ней тормозом — двухступенчатый ци-
линдрический редуктор со встроенной муф-
той предельного момента — зубчатая пере-
дача. На фиг. 77 показан выполненный
по этой схеме механизм поворота 5-тонного
портального крана завода ПТО им. Кирова
(выпуск 1960 г.) Для обеспечения надеж-
ной работы муфты предельного момента и
для смазки быстроходной зубчатой пары в
нем установлен плунжерный масляный на-
сос, приводимый в движение с помощью
эксцентрикового диска.
Из приведенных трех типов приводов
механизма поворота наиболее рациональ-
ным для легких кранов (грузоподъемно-
стью до 5 Т) является механизм с верти-
кальным фланцевым электродвигателем.
При относительной простоте конструкции
он занимает наименьшую площадь в кабине
механизмов. Выполнение всего привода в виде одного блока вместо двух при чер-
вячном или цилиндро-коническом редукторе и трех при цилиндрическом и кони-
ческом редукторах обеспечивает удобный демонтаж и полную его взаимозаменя-
130
емость, что имеет большое значение при эксплуатации. Вес привода при этом полу-
чается наименьшим.
Для кранов грузоподъемностью 10 Г и выше вследствие увеличения мощ-
ности и размеров электродвигателя применение привода с вертикальным флан-
цевым электродвигателем становится нерациональным. Для этих кранов целе-
сообразно применять привод с червячным редуктором.
Применение приводов с цилиндро-конической передачей может быть ре-
комендовано только в тех случаях, когда это требуется по условиям удобного
размещения их на поворотной платформе.
Регулирование скорости механизма поворота. В ряде случаев продолжи-
тельность поворота крана определяет общую продолжительность цикла, так
как остальные движения (подъем, опускание, изменение вылета) укладываются
Фиг. 76. Цилиндро-конический редуктор механизма поворота крана «Череттн — Танфани»:
1 — тормозной шкив; 2 — муфта предельного момента; 3 — плунжерный масляный насос; 4 — муфта пе-
реключения скоростей; 5 — вертикальный вал; 6 — шестерня открытой передачи.
во время, занятое поворотом. Поэтому сокращение времени поворота предста-
вляет собой важный резерв повышения производительности крана.
Число оборотов крана назначается в зависимости от наибольшего вылета
с таким расчетом, чтобы окружная скорость груза при этом вылете была не
более 5 м/сек. Дальнейшее увеличение окружной скорости, как показал опыт
эксплуатации, не приводит к повышению производительности крана, так как
время, затрачиваемое крановщиком на «успокоение» грейфера после торможе-
ния поворота, при этом увеличивается и в результате общее время цикла
не уменьшается.
С целью повышения производительности на ряде кранов, выпущенных
в последние годы, применены специальные схемы регулирования числа обо-
ротов поворотной части с тем, чтобы при уменьшении вылета увеличивать
число оборотов, не превышая указанной выше окружной скорости.
Так, на кране «Черетти—Танфани» в цилиндро-коническом редукторе ме-
ханизма поворота (фиг. 76) предусмотрена возможность переключения скоро-
стей. Кран имеет две скорости поворота: при вылетах 12-5-32 м— 0,5 об/мин.;
при вылетах 7-=-12 м — 1,0 об/мин. Эти скорости переключаются вручную во
время остановки крана, поэтому такая система регулирования скорости суще-
ственного повышения производительности, естественно, дать не может.
.5’
Фиг. 77. Механизм поворота 5-тонного крана:
1 — вертикальный фланцевый двигатель; 2 — соединительная муфта с тормозным
шкивом; 3 — зубчатый венец муфты предельного момента; 4 — нажимная пру-
жина; 5 и 6 — верхний и нижний конусы муфты предельного момента; 7 — плун
жерный масляный насос; 8 — выходная вал-шестерня.
132
На 10-тонном кране «Абус» (выпуска 1959 г.) привод механизма поворота
представляет собой планетарный цилиндро-конический редуктор с двумя элек-
тродвигателями мощностью 18 и 11 кет. Включение этих двигателей в различ-
ных сочетаниях обеспечивает при вылетах 8 -=- 20 м скорость поворота, равную
1,88 об/мин., при вылетах 20-5-32 м— 1,0 об/мин. Переключение скоростей
производится при работающем кране и при небольших вылетах повышает
производительность крана. Следует, однако, отметить сложность конструкции
планетарного редуктора (14 шестерен), а также наличие двух различных дви-
гателей и двух различных тормозов, что удорожает кран и усложняет его
эксплуатацию.
Оригинальная схема регулирования скорости поворота применена в
5-тонном кране завода ПТО им. Кирова (выпуска 1960 г.). Оно осуществля-
ется чисто электрическим путем с помощью конечных выключателей, изменя-
ющих число сопротивлений, включенных в цепь двигателя, по мере измене-
ния вылета. С помощью такой схемы скорость поворота получается при выле-
Фиг. 78. Цевочная передача 10-тонного крана.
тах 8-5-13 м в пределах 2,7-5-3,0 об/мин., при 13-5-19 м—2,3-5-2,7 об/мин. и
при 19-5-30 м — 1,7-5- 2,3 об/мин.
Муфта предельного момента. Муфта предельного момента предназна-
чается для смягчения чрезмерно резких пусков и торможений, а также для
предохранения от поломок при случайном задевании стрелы за какое-либо
препятствие. Она представляет собой коническую или дисковую фрикционную
муфту, в которой обычно применяется одно из следующих сочетаний трущихся
поверхностей: бронза по стали повышенной твердости или сталь по стали (обе
поверхности с высокой твердостью).
Трущиеся поверхности прижимаются друг к другу с помощью пружин,
сила натяжения которых регулируется гайками. После окончания регули-
ровки пружины рекомендуется закрывать колпаком и пломбировать с тем,
чтобы крановщик сам не мог производить регулировку, так как это обычно
приводит к полному выключению муфты.
Основным требованием, предъявляемым к конструкции муфты предель-
ного момента, является обеспечение постоянства коэффициента трения между
трущимися поверхностями. Для выполнения .этого требования лучше всего
муфту поместить в масляную ванну, как это показано на фиг. 75. Если это
невыполнимо, то необходимо обеспечить надежную подачу масла на трущиеся
поверхности, например, с помощью плунжерного насоса (фиг. 77).
Цевочная передача. В качестве тихоходной ступени привода механизма
поворота часто применяется цевочная передача взамен зубчатой (см. п. 6,
часть вторая). На фиг. 78 показана цевочная передача 10-тонного крана завода
ПТО им. Кирова (выпуска 1960 г.).
133
Привод тормоза механизма поворота. На большинстве портальных кра-
нов для торможения механизма поворота применяется двухколодочный тормоз,
л --------—----педали Наиболее употреби-
управляемый крановщиком посредством ножной
тельным является ножной привод тормоза, со-
стоящий из системы трубчатых тяг, валиков и
рычагов. Его недостатками являются сложный
монтаж и быстрый износ шарниров, приводящий
к большим мертвым ходам педали.
Более простым, дешевым и удобным в мон-
таже является канатный привод. На фиг. 79 по-
казана схема такого привода 5-тонного порталь-
ного крана завода ПТО им. Кирова (выпуска
1960 г.).
На некоторых кранах применяется гидрав-
лический привод, в котором используется боль-
шое число стандартных деталей автомобильных
тормозов. Этот привод очень удобен при мон-
таже, почти не имеет мертвых ходов, но слож-
нее и дороже канатного и рычажного.
В приводе тормоза устанавливается конеч-
ный выключатель, назначение которого — не до-
пускать торможения механизма при включенном
Фиг. 79. Схема канатного привода тормоза механизма поворота.
электродвигателе, если крановщик начнет торможение, не переведя коман-
доконтроллер в нулевое положение.
Педаль тормоза снабжается защелкой, с помощью которой можно оста-
вить механизм поворота заторможенным, сняв ногу с педали.
19. Выбор двигателей и тормозов
Расчетные нагрузки приводов механизмов поворота указаны в табл. 23.
Выбор двигателя. При выборе двигателя механизма поворота следует
иметь в виду, что двигатель, обладающий недостаточной мощностью, будет
иметь большое время разгона и снижать производительность крана. Слишком
мощный двигатель будет при каждом пуске вызывать большие инерционные
нагрузки, которые вредно отразятся на металлических конструкциях (в пер-
вую очередь на стреловом устройстве) и приведут к расстройству и быстрому
износу привода механизма поворота, в особенности, если иметь в виду ревер-
сивность работы механизма.
Выбор двигателя механизма поворота производится по среднеквадратич-
ному моменту сил сопротивлений вращению поворотной части крана при
повороте ее на 180° без учета инерционных нагрузок. Приближенно этот мо-
мент может быть определен по формуле
Мск = Мтр + 0,7 (Л4в + ТИ7), (89)
134
где Л4С/- —среднеквадратичный момент, кГм;
МтР — момент сил трения в опорно-поворотном устройстве от веса поворот-
ной части с грузом, подвеской и канатами, кГм;
Мв —наибольший момент от давления ветра 1-го случая нагрузки, на-
правленного перпендикулярно плоскости стрелы на поворотную
часть и на груз, кГм;
— наибольший момент от наклона оси вращения крана, создаваемый
весом поворотной части с грузом, подвеской и канатами,
В опорно-поворотных устройствах кранов на колонне момент сил
кГм.
трения
трения
Мтр слагается из момента сил трения в подпятнике
в подшипнике и момента сил трения в катках
момента сил
Мто = М'п -4- Л4” 4- ЛН” (ди)
тР тр • тр 1 тр
В случае использования подшипников качения моментами сил трения
М1тр и можно пренебречь.
Момент сил трения в катках зависит от принятой схемы опоры. В случае
качения катков по поворотному кольцу (фиг. 59, а) или по поворотной колонне,
сопротивление передвижению катка будет равно
^P=|^ + 2(lzp£)£|^ = c;7v (91)
и соответственно
М™ = = с; 2 Nx. (92)
'В этих формулах
р — коэффициент трения в цапфе катка;
d —диаметр оси катка, см;
D —диаметр катка, см;
D1 — внутренний диаметр кольца или наружный диаметр колонны, см;
f — коэффициент трения качения катка, см;
Nx — давление на каток х, кГ.
В случае качения катков по неподвижному кольцу (фиг. 59, б) или по
неповоротной колонне сопротивление катка будет равно
+ (93)
М = 2 W”p % = С" % S (V,, (94)
где D2 — диаметр окружности, проходящей через центры катков, см.
Значения р и f см в п. 28 второй части.
В опорно-поворотных устройствах кранов на поворотном круге момент
сил трения Мтр складывается из момента сил трения в подшипниках центральной
колонны М^р и момента сил трения в колесах, катках или шарах М^р.
Моментом, сил трения в подшипниках центральной колонны М1^р вслед
ствие его небольшой величины можно пренебречь. Момент сил трения
Mvmp = WmpK, (95)
где Wmp — суммарное сопротивление движению всех колес, катков или шаров,
приложенное по оси кругового рельса;
R — радиус кругового рельса.
В случае колесного опорно-поворотного устройства (фиг. 80, а) сопроти-
вление Wmp складывается из трения в подшипниках и трения качения и опре-
деляется по формуле
Wmp = O^^ + 2^)c, (96)
1 Минус — для поворотного кольца, плюс — для поворотной колонны.
135
Фиг. 80. Схема к расчету момента от сил тре-
ния в опорно-поворотных устройствах на по-
воротном круге: а — в колесном; б — в кат-
ковом.
где G — вес поворотной части с грузом, подвеской и канатами, кГ;
d — диаметр оси колеса, см;
D — диаметр колеса, см;
с — коэффициент, учитывающий дополнительные потери на трение в сту-
пицах (при конических колесах) и на скольжение (при цилиндриче-
ских колесах).
В случае каткового опорно-поворотного устройства (фиг. 80, б) трение
в подшипниках мало, но имеет место трение качения по двум опорным поверх-
ностям. Момент трения качения удва-
ивается, а движущая сила приклады-
вается на ободе катка при мгновен-
ном центре вращения в точке О. Сле-
довательно,
WmpD = 2fG. (97)
С учетом дополнительных потерь
на трение в ступицах (при конических
катках) и на скольжение (при цилин-
дрических катках)
Wmp = 2^Gc. (98)
Величину коэффициента с можно
принимать: при катках 1,3—1,5; при
колесах на подшипниках скольже-
ния 1,3—1,5, на подшипниках качения 2,0—2,5.
В случае шарового опорно-поворотного устройства по аналогии с подшип-
никами качения можно принять
= № (99)
где р = 0,01.
При постоянном угле наклона, равном у (фиг. 81), момент от наклона оси
вращения крана зависит от угла поворота стрелы <р и определяется по формуле
Фиг. 81. Схема к определе-
нию сопротивления враще-
нию поворотной части при на-
клоне крана.
AfT = Gx0sin7sin <р, (100)
где х0— радиус окружности, описываемой центром
тяжести поворотной части с грузом, подвеской и
канатами при. наибольшем вылете стрелы.
Наибольшие (положительные и отрицательные)
значения УИТ имеют место при <р = 0,5л и <р = 1,5л.
По среднеквадратичному моменту, подсчитан-
ному по формуле (89), определяется среднеквад-
ратичная мощность
(101)
где пкр—число оборотов крана в минуту;
т] — к. п. д. механизма поворота.
По этой мощности производится выбор двига-
теля по каталогу при ПВ, соответствующем заданному. При этом рекомен-
дуется подбирать ближайший больший двигатель. Двигатель, выбранный та-
ким образом, проверяется по времени пуска и на возможность преодоления
при установившемся движении наибольшего сопротивления вращению при
наибольшем рабочем давлении ветра и при отклонении груза от вертикали.
Проверка по времени пуска производится по формуле 1
/ — GD*n___________।____GDjn______ / । Q2\
я — 375 (Mn - Mcm) 375tsi) (Mn - Mcm) ’ U
Влияние гибкости подвеса груза здесь не учтено.
136
где tn — время пуска (должно быть не более 10 сек,); 1
GD2 — маховой момент вращающихся масс механизма, приведенный к валу
двигателя, кГм2;
GD2=1,2(GL£+GD£),
где 1,2 — коэффициент, учитывающий влияние масс, расположен-
ных на всех валах, кроме вала двигателя;
GD„ — маховой момент якоря двигателя (определяется по ката-
логу электродвигателей), кГм2;
GD* — маховой момент муфты, соединяющей двигатель с редук-
тором, кГм2;
Мп — пусковой момент двигателя, кГм (см. п. 6, часть первая);
— сумма моментов сил статических сопротивлений вращению
поворотной части крана
— Мтр ~Н ^в ~Н
G£>o = 4 (QR2 J- Gir? + G2r| + Of I + • • •) — маховой момент поворотной части
(включая груз, подвеску и канаты) относительно оси ее вращения, кГм2;
Q — вес груза, подвески и канатов, кГ;
R — наибольший вылет крана относительно оси вращения
поворотной части, м;
Glt G2, G3,...— веса элементов поворотной части, кГ;
гз»-- - — расстояния от оси вращения поворотной части до центров
тяжести этих элементов, м.
Проверка возможности преодоления при установившемся движении наи-
большего сопротивления вращению при порыве ветра и отклонении груза от
вертикали производится по формуле
где М3 — момент двигателя, ограничиваемый электрической защитой, кГм;
М3 2,25 Мн (Мн — номинальный момент);
Мец — наибольший момент от давления ветра 2-го случая нагрузки,
направленного перпендикулярно плоскости стрелы на поворот-
ную часть и на груз, кГм;
Мац — наибольший момент от отклонения груза от вертикали на угол
ац, кГм.
Выбор муфты предельного момента. Момент, на который рассчитывается
муфта, должен на 10—15% превышать максимальный пусковой момент двига-
теля за вычетом моментов сил инерции вращающихся масс двигателя, муфт и зуб-
чатых колес, расположенных между двигателем и муфтой предельного момента.
Для предварительных расчетов можно момент муфты назначать равным
двойному номинальному моменту двигателя, приведенному к валу муфты.
Выбор тормоза. Момент тормоза назначается равным моменту муфты
предельного момента, но проверяется по времени торможения.
Время торможения при нормальном усилии на педаль (8—12 кГ) и при
отсутствии ветра и наклона должно быть не менее 3—4 сек. и может быть
определено по формуле
_ GD*n , GDln-q
т~ 375(Мт-\-М'тр) "t- 375F(Mm+M'mp) ’
где tm —время торможения, сек.;
Мт — момент тормоза, кГм;
М'тр — момент сил трения в опорно-поворотном устройстве от веса пово-
ротной части с грузом, подвеской и канатами, приведенный к валу
тормоза, кГм.
1 Практически время пуска будет значительно меньшим, так как при расчете по формуле
(102) принимается предельное рабочее давление ветра по 1-му случаю нагрузки.
ГЛАВА IV
УКОСИНЫ И МЕХАНИЗМЫ ИЗМЕНЕНИЯ ВЫЛЕТА
Схемы укосин, применяемых для портальных кранов, приведены в п. 1
первой части, где даны их характеристики и сравнительные оценки. В данной
главе рассматриваются выбор размеров укосин и расчет механизмов изменения
их вылета.
20. Определение размеров укосин
Шарнирно-сочлененные укосины с криволиней-
ным хоботом и гибкой оттяжкой (фиг. 7, б и в).
Определение длин стрелы и хобота. Рассмотрим общий случай, когда гру-
зовые канаты не параллельны оси стрелы и огибают неподвижный блок О2
Фиг. 82. Схема к определению размеров шарнирно-сочле
ненной укосины с криволинейным хоботом.
(фиг. 82). При изменении вылета ось концевых блоков хобота движется по
некоторой кривой axa2f отличной от горизонтали, поднимаясь на величину
у2 при минимальном вылете. На эту же величину у2 должен опускаться груз
на канатах, чтобы остаться на горизонтали. Положение блока О2 определяется
обычно конструктивно; при этом следует иметь в виду, что чем больше канаты
отклоняются от оси стрелы, тем больше траектория концевых блоков хобота
отклоняется от горизонтали и тем короче получается хобот.
138
Для определения длин стрелы и хобота должны быть заданы максималь-
ный и минимальный вылеты крана (7?max и 7?min), высота Но оси концевых бло-
ков хобота над нижним шарниром стрелы при наибольшем вылете и расстояние
f от оси вращения крана до этого шарнира.
Величины 7?шах и Но определяются назначением крана.
Наименьший вылет /?min нельзя назначать слишком малым, так как при
этом увеличивается длина хобота. Обычно 7?min = (0,2-Н),3) 7?п:ах. Расстояние
f определяется конструктивно так, чтобы нагрузка от нижнего шарнира стрелы
передавалась на продольные балки поворотной рамы крана вблизи точек опор
этих балок и не вызывала в них больших изгибающих моментов.
Для определения длины стрелы и хобота первоначально находят расчет-
ные вылеты укосины (расстояния по горизонтали от нижнего шарнира стрелы
до оси концевых блоков):
наибольший
1,03 (7?max f) O,5D(J, ) (105)
наименьший Z.2 0,95 (7?min — f) — 0,5Do> J
где D6 — диаметр концевого блока.
При наличии грузового полиспаста в формулах (105) следует принять
D6 = 0.
Для того чтобы иметь наименьшую сумму длин стрелы и хобота и наимень-
шую длину хобота, необходимо, чтобы при вылете 1Х ось хобота являлась про-
должением оси стрелы, а при вылете Z2 эти оси образовали одинаковые углы
с вертикалью.
Для предотвращения отрыва грузовых канатов от концевого блока стрелы
при максимальном вылете и удобства взаимного сочленения стрелы с хоботом
действительный максимальный вылет укосины обычно берется на 3% меньше
теоретического, что и учтено введением коэффициента lj03 в формуле (105).
При минимальном вылете Z2 обычно не представляется возможным спро-
филировать хобот так, чтобы груз перемещался по горизонтали. Действитель-
ный минимальный вылет укосины делается на 5% больше теоретического, что
учитывается коэффициентом 0,95 в формуле (105).
Величина у2 подъема концевых блоков хобота при минимальном вылете
определяется из уравнения
где А = ]/ Zi’ + Н'о — I2',
тип — координаты оси направляющего блока (фиг. 82).
Это уравнение решается относительно у2 путем подбора. Определив у2,
находят длины стрелы Lc и хобота Lx по формулам
L _ /Zj + ZZg Л ; Z^o+^ \ 1
с 2 + !’ I
. =Vjl±HL(i \ I
х 2 \ — ИГ I
(107)
Если грузовые канаты параллельны оси стрелы, т. е. т = 0ип=0,
то концевые блоки хобота перемещаются по горизонтали и длины стрелы и
хобота определяются непосредственно из уравнений (107) при у2 = 0.
Построение кривой хобота. Для построения кривой хобота угол поворота
стрелы (ср2 — <рг), образуемый ее осями в крайних расчетных положениях
при вылетах Zx и Z2, разбиваем на 6—8 равных частей.
На фиг. 83 для упрощения чертежа этот угол разделен только на три части,
и стрела образует с горизонтом углы (рп ср', ср" и ср2.
139
Для этих углов вычисляем величину подъема оси концевых блоков хобо-
та над горизонталью
у = V(LC cos <pj + /и)® + (Lc sin <pt — n)® —
— V (Lc cos + m)® + (Le sin <p — n)®. (108)
При <p = <Pi у = 0, при <p = фя у = у2.
Вычислив все значения у, а именно, у19 у', у" и у2, проводим горизонталь-
ные линии на высоте Но, Но + у\ Но + у" и Яо + у2.
Фиг. 83. Построение кривой хобота.
Проведя из верхнего шарнира стрелы в каждом его положении дуги
радиусом, равным длине хобота Lx, до пересечения с этими горизонталями,
соответствующими каждому положению стрелы, находим точки alt а', а" и
^2, соединив которые получаем траекторию оси концевого блока хобота аха2.
Для случая, когда грузовые канаты параллельны оси стрелы, кривая
превращается в горизонтальную прямую, проходящую на высоте Н„ над
нижним шарниром стрелы.
Далее, пользуясь построенной кривой и действительными крайними
вылетами укосины /?тах и наносим на чертеж положение укосины при
максимальном и минимальном вылетах. Конец хобота при этом будет нахо-
диться на кривой в точках и ап.
140
Точка закрепления оттяжного каната О8 выбирается предварительно.
Для построения кривой хобота найдем направление оттяжного каната для
каждого положения укосины из условия ее равновесия. Для этого необходимо,
чтобы равнодействующая веса груза и натяжения оттяжного каната от веса
груза проходила через нижний шарнир стрелы, т. е. совпадала с ее осью и,
следовательно, не создавала момента, стремящегося повернуть стрелу. Исходя
из этого условия, из конца хобота в каждом положении проводим вертикаль-
ную линию, соответствующую направлению силы тяжести груза. Проводим
вторую прямую через ось блока О2 и ось блока на верхнем конце стрелы до
пересечения с только что проведенной вертикалью. Для положения укосины,
соответствующего углу наклона стрелы <р', эта точка пересечения обозначена
К. В этой точке пересекаются силы тяжести Q груза и натяжения грузовых
канатов S. Складывая эти две силы, получаем равнодействующую /?, линию
действия которой продолжаем до пересечения с продолженной осью стрелы
О^' в точке Ь' Линия OJb' и есть искомое направление оттяжного каната.
Такое построение производим для всех положений укосины. Полученные
точки bi, frj, b\ Ь" и Ьц (точка 62, соответствующая расчетному минимальному
Фиг. 84. Определение положения бара-
бана при грузовых канатах, парал-
лельных оси стрелы.
Фиг. 85. Схема к определе-
нию размеров укосины с пря-
мым хоботом.
вылету, уходит за пределы чертежа) для контроля соединяем кривой. Эта кри-
вая должна быть плавной, без переломов, и может иметь двойной перегиб или
максимум для положений, близких к минимальному вылету.
Далее продолжаем ось хобота до пересечения с найденным направлением
оттяжного каната в точках di, d'4d" и du и измеряем полученные отрезки
Cidlt c'd', c"d" и cndji и углы pi, ₽', р" и ₽л между осью хобота и оттяжкой.
Для вычерчивания профиля хобота на отдельном чертеже (фиг. 83 справа
вверху) проводим горизонтальную прямую, на которой откладываем отрезок
ас, равный длине хобота Lx. По оси хобота, вправо от его шарнира (точка с),
откладываем ранее замеренные отрезки cjdj, c'd', c"d" и cndn, через концы
которых проводим прямые под углами рь р', р", р1(.
В полученное семейство прямых вписываем касательную кривую, которая
и будет искомой кривой хобота.
Если последняя прямая, проведенная под углом Ри, соответствующим
минимальному вылету, не будет касаться кривой хобота, как это показано на
чертеже, то при этом вылете произойдет отклонение траектории груза от го-
ризонтали. Если это отклонение велико, то следует изменить размеры укосины.
Положение оси барабана для случая, когда грузовые канаты параллельны
оси стрелы. Чтобы сохранить параллельность грузовых канатов оси стрелы
при всех вылетах, ось барабана необходимо совместить с осью нижнего шар-
нира стрелы. Однако такое положение барабана неудобно или часто невыпол-
нимо. Тогда барабан можно располагать так, как показано на фиг. 84, где
OjE и OXF — положения оси стрелы при максимальном и минимальном вы-
летах, а ОВ и ОС — направления грузовых канатов при этих же вылетах.
141
Шарнирно-сочлененные укосины с прямолиней-
ным хоботом (фиг. 7, г и д).
Существует большое количество способов определения размеров шарнирно-
сочлененных укосин. Главнейшие из них см. [1], [18], [44].
Для определения длины стрелы и хобота в случае грузовых канатов, па-
раллельных стреле или направленных вдоль оттяжки, можно пользоваться
данными А. И. Дукельского [21].
Для укосины, схематически представленной нафиг. 85, согласно этим дан-
ным,
_ Lx______ cos 7i — sin уi
— Lc cos 72 — sin 7з ’
L,= 1
/1 COS ?i k COS 73 *
k
/1 COS ?! + k COS 73 ’
HQ____cos 7i — k cos 72
Zi cos ?i + k cos 73 *
Z2 ___ sin ?t —|— /г sin T2
11 cos -|- k cos 7з ’ )
(Ю9)
где (fi — угол, образованный стрелой с горизонталью при максимальном
вылете; 1
Yi и у2 — углы, образованные стрелой и хоботом с вертикалью при ми-
нимальном вылете;
Уз —угол, образуемый хоботом с горизонталью при максимальном
вылете.
Обычно принимают = у2 = 5 ч~ 10° и у3 = 10ч-25°
Для отыскания длины заднего плеча хобота LI и положения оси нижнего
шарнира оттяжки можно пользоваться
Фиг. 86. Определение положения оси нижнего
шарнира оттяжки по трем положениям хобота
(/, 2 и <?).
следующим графическим способом
(фиг. 86). Определив длину стрелы
Lc и хобота Lx и зная высоту Яо
и вылеты укосины и /2» можно
задаться длиной L'x заднего плеча
хобота и построить укосину в трех
положениях (при максимальном,
минимальном и среднем вылетах),
так чтобы ось концевых блоков хо-
бота в этих положениях находилась
на одной горизонтальной прямой.
Конец заднего плеча хобота займет
при этом соответственно три поло-
жения: а2 и а3. Эти три точки
должны лежать на дуге окружности,
описываемой верхним шарниром
оттяжки. Центр этой окружности
и будет соответствовать искомому
положению нижнего шарнира от-
тяжки, а радиус — длине оттяжки.
Если положение этого шарнира
оказывается конструктивно непри-
емлемым, следует повторить построение, изменив длину заднего плеча
хобота.
Для проверки правильности выбранных размеров укосины нужно пост-
роить еще несколько ее промежуточных положений и убедиться в незначи-
тельном отклонении конца хобота от горизонтали. При неудовлетворительных
результатах необходимо изменить размеры укосины.
Стрелы с уравнительными полиспастами (фиг. 7, е) [44]. Длина стрелы Lc
определяется исходя из заданных вылета /?тах и наименьшего угла наклона
142
ее горизонту фх (фиг.. 87)
L / (110)
с COS (fl ’ '
где f — расстояние от оси вращения крана до шарнира стрелы.
Угол <pj рекомендуется принимать в пределах 20-^40°
Минимальный вылет стрелы определяется при условии, что угол наклона
ее к горизонту ф2 находится в пределах 60-f80°:
7?min = Lc COS Cp2 Ц- Л ( Ш )’
Высота стойки h при угле наклона ее к горизонту р = 90° в зависимости'
от отношения кратности уравнительного полиспаста iy к кратности грузового
полиспаста 1г может быть определена
по данным табл. 64.
Таблица 64
Величина Л = -у- при угле наклона стойки
С 0 = 90°
(фиг. 87)
ъ
1.5 | 2,5 | 3
20 60 — 0,335 0,285
30 60 — 0,325 0,278
40 60 — 0,317 0,274
20 80 0,492 0,325 0,278
30 80 0,470 0,315 0,272
40 80 0,450 0,306 0,264
Фиг. 88. Схема к определению
размеров стрелы с уравнитель-
ным блоком.
Для выполнения этого
ближенных равенств длин:
Отклонение траектории движения груза от горизонтали при = 1,5 и
углах фх = 30° и р = 90° не превышает 3% от длины стрелы и убывает с уве-
личением отношения z?’ и угла фР С увеличением угла р до 94—105° отклонение
от горизонтали уменьшается (почти вдвое). С уве-
личением iv понижается высота стойки h, но
увеличивается длина канатов, поэтому чаще
всего применяют iv = = 1 и Р= 90—105°
В схемах с укороченными уравнительными
полиспастами (фиг. 7, ж и з) размеры стрело-
вого устройства определяют путем подбора с
последующей проверкой траектории перемеще-
ния груза, которая должна быть близкой к
горизонтали.
Стрелы с уравнительными блоками (фиг. 2 и
7, и). Предварительное определение размеров
этих стрел можно произвести из условия про-
хождения траектории груза через три точки, ле-
жащие на одной горизонтали (q, с2 и с3) для
двух крайних и среднего положений (фиг. 88).
гсловия необходимо соблюдение следующих при-
—|— brd — —i— b^d,
a A + brd — ДЛ3=a3b3 + b3d,
соответственно которым определяются геометрические размеры рычага урав-
нительного блока и положение оси его вращения [65]. После предварительного
(И2)
143
выбора размеров необходимо вычертить стреловое устройство в 7—8 положе-
ниях, чтобы убедиться в малом отклонении траектории груза от горизонтали.
В случае необходимости следует изменить размеры и повторить построение
до получения удовлетворительных результатов.
21. Уравновешивание собственного веса укосин
Уравновешивание укосин производится с помощью подвижного противо-
веса, который располагается на нижнем конце стрелы (фиг. 7, е), на конце жест-
кой оттяжки хобота или на качающемся рычаге — коромысле, связанном со
стрелой с помощью тяги (см. фиг. 4—6) или системы рычагов и тяг (фиг. 7,6).
В некоторых случаях противовес, будучи соединен со стрелой гибким органом
Фиг. 89. Схема к расчету укосины с криволинейным хоботом.
(канатом или цепью), движется в вертикальных или наклонных направляющих
(фиг. 7, з).
Величина и положение противовеса должны быть выбраны так, чтобы вес
стрелового устройства во всех положениях возможно полнее уравновешивался
противовесом. При этом для изменения вылета потребуется минимум работы.
Подвижный противовес помимо, укосины частично или полностью уравно-
вешивает поворотную часть и весь кран.
При небольшой грузоподъемности крана удается добиться его уравнове-
шивания одним подвижным противовесом. Вес крана при этом получается
наименьшим.
В кранах большой грузоподъемности (свыше 5 /п), для того чтобы не уве-
личивать чрезмерно габарит со стороны противовеса, приходится вводить
еще неподвижный противовес, устанавливаемый на поворотной части. Следует
стремиться к тому, чтобы вес его был наименьшим. г
Для лучшего уравновешивания крана подвижный противовес при увели-
чении вылета стрелы должен удаляться от оси вращения крана.
Рассмотрим на примере крана с шарнирно-сочлененной укосиной способ
расчета подвижного противовеса.
144
На фиг. 89 представлена схема укосины, где указаны действующие на нее
силы: Gx — вес хобота; Gc — вес стрелы; вес оттяжных канатов Gom заменен
двумя силами по 0,5 Gomf приложенными в верхнем шарнире стрелы и к оси
вращения коромысла; вес стреловых тяг Gm также заменен двумя силами 0,5 Gm,
приложенными по концам тяг; GK — вес коромысла; Gnj — искомый вес по-
движного противовеса.
Вес хобота Gx и усилие в оттяжных канатах от веса хобота Som х, заменяем
равнодействующей Nx, проходящей через верхний шарнир стрелы.
Момент веса стрелового устройства относительно оси О2 вращения коро-
мысла
Ale = + 0,5Goal + Gcre + 0,5Gmrm)£ 4- 0,5Gmr'm - G,rK. (113)
Фиг. 90. График моментов для подбора про-
тивовеса: Мс — момент от веса стрелового
устройства; Мпр — момент от веса противо-
веса; Мн= Мпр—Мг — неуравновешенный
момент.
Обозначения размеров плеч, входящих в эту формулу, даны в соответ-
ствии с фиг. 89.
Вычисляя величину Мс для двух крайних и нескольких средних поло ъе-
ний укосины (рекомендуется не менее 7—8 положений), строим график изме-
нения этого момента в зависимости
от вылета (фиг. 90).
Вес подвижного противовеса опре-
деляем для среднего вылета (точкаа)
из условия равенства создаваемого им
момента моменту Мс
Gnp = ^, (114)
гпро.
где Мса и гпра — момент от веса стре-
лового устройства и
плечо коромысла
при этом вылете.
Определив величину Gnp, вычи-
сляем момент Мпр = G„prnp для тех
же положений, что и момент Мс. Ре-
зультаты наносим иа график и строим
кривую неуравновешенных моментов
--------------- А^пр
Желательно, чтобы кривая 7ИН имела характер показанной на фиг. 90,
когда укосина под действием неуравновешенного момента стремится занять
среднее положение (см. направление стрелок на фигуре).
Максимальное значение момента Л4Н должно быть наименьшим и при
хорошем уравновешивании не должно превышать 0,17Истах>
22. Конструкция и расчет механизмов изменения вылета
Основные типы механизмов изменения вылета. Механизмы изменения
вылета портальных кранов должны иметь жесткую кинематическую связь со
стрелой, чтобы исключить самопроизвольные движения последней под дей-
ствием горизонтальных сил (ветра, сил инерции, отклонения грузовых канатов
от вертикали и т. п.)1.
Основными типами механизмов изменения вылета являются: реечный
(фиг. 91, а) с зубчатой (фиг. 92) нли цевочной (фиг. 93) рейками; винтовой с вра-
щающейся гайкой (фиг. 91, б и 94) или с вращающимся винтом; гидравличе-
ский (фиг. 91, в), секторный (фиг. 91, г); секторно-кривошипный (фнг. 91, д)
и кривошипно-шатунный, у которого шатун соединяется непосредственно со
стрелой (фиг. 11) или с коромыслом (фиг. 91, е и 95).
1 В последнее время для судостроительных портальных кранов грузоподъемностью
80—100 Т иногда применяют неуравновешенные стрелы с канатным механизмом изменения
вылета. Горизонтальность перемещения груза у этих кранов достигается с помощью уравни-
тельных барабанов.
Из приведенных типов реечный механизм самый легкий по весу и простой
в изготовлении и находит все большее применение как в Советском Союзе, так
и среди передовых зарубежных краностроительных фирм.
Винтовой механизм по весу не тяжелее реечного, но сложнее и дороже в из-
готовлении и требует тщательного ухода и наблюдения за состоянием резьбы
гайки и винта во время эксплуатации кранов.
Гидравлический механизм может обеспечивать весьма плавные пуски и
торможения механизма, но сложен и дорог в изготовлении. При эксплуатации
требует квалифицированного ухода и наблюдения.
Секторный механизм громоздок, тяжел и сложен в изготовлении.
Фиг. 91. Основные типы механизмов изменения вылета: а — реечный; б — винтовой; в —
гидравлический; г — секторный; д — секторно-кривошипный; е — кривошипно-шатунный.
Секторно-кривошипный механизм является промежуточным между сек-
торным и кривошипно-шатунным; он проще и легче секторного.
Кривошипно-шатунный механизм при условии, если крайние положения
стрелы соответствуют мертвым точкам механизма, надежен и безопасен в экс-
плуатации, так как не требует концевых защит и исключает возможность па-
дения или запрокидывания стрелы на кран при переходе ее за крайние поло-
жения. По весу это один из самых тяжелых механизмов.
Скорости механизмов. Средняя скорость изменения вылета от 7?min ДО
/?тах за время t сек. для всех типов механизмов
Vcp =------------ М;СвК. (115)
У реечного механизма скорость поступательного движения рейки
(фиг. 91, а}.~
hi max hi min /1 i r\
vn =------------- м!сек. (116)
146
Фиг. 92. Однореечный механизм изменения вылета
портального крана грузоподъемностью 5 Т завода
ПТО им. Кирова (вып. 1960 г):
1 — фланцевый электродвигатель; 2 — тормозной шкив с ма-
ховым колесом; 3 — цилиндрический двухпарный редуктор;
4 и 7 — опоры, укрепленные в колонне крана; 5 — направляю-
щие ролики; 6 — зубчатая рейка; 8 — шестерня, сцепляющая-
ся с рейкой; 9 — упругая подвеска (резиновый демпфер) кор-
пуса редуктора к колонне крана; 10 — тормоз с электроги-
дравлическим толкателем.
Фиг. 93. Двухреечный механизм изменения вылета крана грузоподъемностью 75/50 + 10 Т
(см. фиг. 12):
1 и 2 — балансиры, выравнивающие нагрузки между цевочными рейками; 3 — цевочные рейки;
4 — направляющие реек; 5 — рама приводного механизма; 6 — электродвигатель; 7 и 8 — тормоза для
ступенчатого торможения (тормоз 8 затормаживает через 3—4 сек. после тормоза 7); 9*.— редуктор;
10 и 11 — зубчатые муфты и промежуточный вал; 12— шестерни открытых зубчатых передач к цевоч-
ным звездочкам.
148
Окружная скорость vtl, шарнира соединения рейки со стрелой (точка В
на фиг. 91, а).
vllt =
sin - [(<? + 0) + arctg | ± / sin (у + р) + // 1 1. a + Zcosfr + 0) 1
(117)
м
где / — расстояние от шарнира В до оси вращения стрелы.
Здесь верхние знаки берутся, если точка В выше точки А, и нижние —
если ниже; обозначения даны по фиг. 91, а.
Скорость горизонтального перемещения груза при прямой стреле
иг = vaty sin© м: сек. (118)
Если реечный механизм работает с шарнирно-сочлененной укосиной, то
скорость ve находится построением плана скоростей.
Фиг. 94. Винтовой механизм изменения вылета:
1 — электродвигатель: 2 — тормоз; 3 — однопарный цилиндрический редуктор; 4 — гайка винта;
5 — тарельчатые пружинные буфера конечных положений механизма; б — винт; 7 — передний телескоп и*
ческнй кожух винта; 8 и 9 — осн вертикального и горизонтального шарниров кре ення механизма к кар-
касу крана; 10 — задний жесткий кожух винта*.
Скорость вращения шестерни (звездочки), приводящей в движение рейку,
при диаметре её начальной окружности d0 м
па = об мин,
“«о
(119)
У винтового и гидравлического механизмов скорости
определяются так же, как у реечного.
Скорость вращения гайки винтового механизма с шагом резьбы s м и при
скорости поступательного движения винта vu м!сек
пг — об/мин.
о
(120)
149
СП
о
R4000
Фиг. 95. Кривошипно-
шатунный механизм изме-
нения вылета крана грузо-
подъемностью ЮТ:
SJKlj
/—пружинные компенсаторы;
2 — стреловые тяги; 3 — гиб-
кая оттяжка хобота; 4 — ко-
ромысло; 5 и 8 — проушины
дЛя закрепления стрелового
устройства при ремонте меха-
низма изменения вылета;
6 — противовес; 7 — шатун;
9 — кривошип.
У секторного механизма с прямой стрелой (фиг. 91, г) скорость
горизонтального перемещения груза при заданном времени изменения вылета
t сек.
иг = *Ьс sin у м)сек, (121)
где (fi и <р2 — углы наклона стрелы при максимальном и минимальном выле-
тах;
Lc — длина стрелы.
Скорость вращения приводной шестерни
пш= об/мин., (122)
где г1и и гс — радиусы начальных окружностей шестерни и сектора.
Для секторно-кривошипного и кривошипно-ша-
тунного механизмов, работающих с шарнирно-сочлененными укосинами,
Фиг. 96. Схема нагрузок на стрелу с уравнительным полиспастом.
угол поворота ф° сектора или кривошипа за время t сек. полного изменения
вылета определяется графически.
Скорость вращения приводной шестерни при радиусах начальных окруж-
ностей сектора гс и шестерни гш
пш=^т об/мин. (123)
Скорость вращения кривошипного вала
пк=~ об/мин. (124)
Скорость горизонтального перемещения груза определяется из построения
плана скоростей.
При расчете продолжительности цикла работы крана следует иметь в виду,
что при работе на вылетах, близких к максимальным, действительные скорости
vs горизонтального перемещения груза меньше средних скоростей vCf). На
фиг. 91 показаны примерные диаграммы изменения скорости ve при изменении
вылета для различных укосин.
151
Таблица 6~
Усилия в рейках реечных механизмов изменения вылета
Наименование нагрузок Усилия U
в рейке механизма, работающего с прямой стрелой с уравнитель- ным полиспастом (фиг. 96) в рейке механизма, работающего с шариирно-сочлененной укосиной (фиг. 89)
Gc — вес стрелы; вот — „ оттяжки; Gy — „ уравнительно- го полиспаста; Gm — вес стреловой тя- ги: GK — вес коромысла; 6„р — „ противовеса; Gx — „ хобота = — Юл + ' и -|-0,5 (Gy-\-Gorn) 1 SomTom]’ где Som — усилие в оттяжке, вызванное весом противовеса Gnp Ui = ~~ (Gcrс + 0,5(7oml -|- ' и + N^x + 0J5Omrm) + X 'vu X (0,5(7mrm GKrK Gnptnp). где Nx— равнодействующая си- лы Gx и вызванного ею усилия SQm х в от- тяжке
Вес груза Q и усилие в подъемных канатах Sq i < u2=no^- z Ч Г 'и где Nq— равнодействующая силы Q и усилия в уравнительном полиспасте Sq Г- U ГЛ- * Ч. Г ги где Nq — равнодействующая си.* Q, Sq и вызванного ими усилия SomQ в от- тяжке (нормально в данной схеме Tq = 0»
Давление ветра Рвс — на стрелу и Рнк — на хобот иг=±рк-^ ги = i ~~ (Рвс^вс “Ь Рвх^а) г и
Горизонтальная сила Т = Q tga, вызванная от- клонением грузовых ка- натов от вертикали на угол а (см. п. 6, часть первая) Ut = ±T — Ги U, = ±Nj± г и где Na — равнодействующая си- лы Т и вызванного е» усилия Soma в оттяжке (определяется графи- чески)
Центробежные силы масс стрелы Gc и хобота Gx при скорости враще- ния крана п0 об/мин. (Массы противовеса, от- тяжки и подъемных кана- тов в данных схемах не учитываются ввиду их малого влияния) и,=Рч^ ги ^5 = {Рц-^цс + Рцх^а) ги
. 2 Л ЛЧс у па Центробежная сила инерции массы хобота условно при- кладывается в верхнем шарнире стрелы
Силы трения в шарни- рах стрелового устройст- ва и потери в блоках при перекатывании подъем- ных канатов при измене- нии вылета при шарнирах и блоках на подшипниках качения гут не учитываться. При подшипниках скольжения эти уси- лия могут быть учтены введением коэффициента 1,05—1.-~ ко всей сумме усилий
Примечание. Давление ветра на груз и центробежная сила инерции груза учтены Т = Q tg а.
152
Меньше всего снижается скорость у реечных, винтовых и гидравлических
механизмов, работающих с шарнирно-сочлененными укосинами (см. кривую
иг на фиг. 91,. б), больше всего — у кривошипно-шатунных механизмов (см.
кривую vz на фиг. 91, е).
Нагрузки механизмов. При расчете механизмов изменения вылета на-
грузки, действующие на стреловое устройство, обычно приводятся к соедини-
тельному звену (рейке, винту, штоку гидравлического цилиндра и т. п.).
В табл. 65 для примера показано вычисление усилий в рейках двух рееч-
ных механизмов: одного, работающего с прямой стрелой и уравнительным
полиспастом, и другого — с шарнирно-сочлененной укосиной. Этой же табли-
цей можно пользоваться для расчета винтовых и гидравлических механизмов.
Для механизмов других типов усилия в соединительном звене вычисляются
аналогичным образом.
Нагрузки при расчете выносливости и прочности деталей механизмов при-
нимаются в соответствии с данными табл. 23.
При вычислении момента Мх по формуле (15) статический момент опре-
деляется как момент, вызванный наибольшим суммарным усилием в соедини-
тельном звене. Для механизмов, указанных в табл. 65,
Uc = U. -£ (У2 + U3 + Ut -4- U* + иъ.
Это суммарное усилие вычисляется для крайних и нескольких средних
положений стрелового устройства (желательно для 6—8 положений) и из полу-
ченных значений выбирается наибольшее.
При определении момента Мх приведенные моменты инерции Ji и 7 ц
вычисляются по формулам (6) и (7).
7 Так, например, при расчете вала приводной шестерни, сцепляющейся с рейкой меха-
•низма по схеме фиг. 96, эти приведенные моменты инерции найдутся из выражений
7/= 1 »1 (7Я И- 4)
где 1,1 — коэффициент, учитывающий моменты инерции передач, от двигателя до при-
водной шестерни;
х Jя и Jм — моменты инерции якоря и тормозной муфты;
in и i]n — передаточное число и к. п. д. передач от двигателя до приводной шестерни
GCL* 1 Qv- Gnpvf
11 3g gn',u'Tl- grltu^
\Гш I
Г Д е G Lp ы г
г с — момент инерции стрелы весом Gc и длиной Lc относительно ее оси враще-
3g
ния, вычисленный в предположении, что ее масса равномерно распределена
по длине;
г
— — передаточное число между приводной шестерней радиусом начальной
I окружности тш и стрелой (плечо г„ см. на фиг. 96);
Q и vz — вес груза и скорость его горизонтального перемещения при изменении
вылета (введение груза в этот расчет является условным, так как он со-
единен со стрелой гибкой подвеской);
T)i, т)2 и т]8 — к. п. д. передач между приводной шестерней и стрелой, между приводной
шестерней и грузом и между приводной шестерней и противовесом (при
подшипниках качения эти к. п. д. приближенно можно принимать равными
1,0, а при подшипниках скольжения 0,854-0,95);
Gnp и vi — вес противовеса и скорость его движения;
пш — число оборотов приводной шестерни в минуту;
g — ускорение силы тяжести.
При расчете вала приводной шестерни механизма по фиг. 89 приведенный момент инер-
ции Jj остается таким же, a J и определится по формуле (7) из выражения
, GnpL“np 1 | П1
14 / 9 \ 9 I Л ~ •
— — ч»
\' ш Го /
153
где —х с — момент инерции хобота весом Соотносительно оси вращения стрелы, вычислен-
ный в предположении, что масса хобота сосредоточена в верхнем шарнире
стрелы;
G £2
— F пр — момент инерции противовеса Gnp относительно оси вращения его рычага длиной
Lnp‘,
— — — передаточное число между приводной шестерней и рычагом противовеса;
гш г°
плечи г0 и г0 по фиг. 89.
Все плечи и скорости в обоих случаях должны быть взяты для положения стрелы,
при котором вычисляется максимальное суммарное усилие в рейке.
Приведенными моментами инерции других звеньев механизмов (канатная оттяжка
хобота, стреловая тяга, рычаг противовеса, рейка и т. п.) пренебрегаем ввиду их сравнитель-
ной малости.
Расчётной нагрузкой 3-го случая является нагрузка от наибольшего сум-
марного усилия в соединительном звене (табл. 65) Uc = Ur 4 f/3, где U3 —
усилие от ветра нерабочего состояния.
23. Выбор двигателей и тормозов
Выбор двигателей. Для выбора двигателя вычисляются суммарные усилия
Uc в соединительном звене для крайних и нескольких средних положений
укосины.
Для механизмов, указанных в табл. 65,
Uc = U. + U, 4- U. 4- U, 4- U, + U,.
При этих вычислениях давление ветра и угол отклонения грузовых кана-
тов от вертикали следует выбирать из значений, предназначенных для расчёта
мощности двигателей (см. п. 5 и 6 первой части). Обозначив полученные
суммарные усилия для каждого положения стрелы Ucl, Uc2, опре-
деляют средние значения этих усилий
гг ____Uc\-\~UCi г г ____гт _______________’_Ucz-\~Uc\
и с pt 2 ’ срч 2 ’ ^срз 2 ’
Считаем, что каждое из этих усилий действует в течение промежутков времени
^1, ^2’ Последние определяем исходя из путей S, проходимых грузом при
изменении вылета между положениями стрелы, принятыми при расчете,
S,
Vi
^3
*>з
где v2, v3l...—средние скорости горизонтального перемещения груза
между этими положениями.
За весь отрезок времени t изменения вылета от минимального до макси-
мального среднеквадратичное усилие в соединительном звене найдется по
формуле
UCK = ~\ftl + ts + +~ (125)
Необходимая среднеквадратичная мощность двигателя за то же время t будет
NCK=^~Kem, (126)
Дм
где и — скорость соединительного звена;
т].и — к. п. д. передач механизма от двигателя до соединительного звена.
По среднеквадратичной мощности NcK подбирается двигатель, который
затем должен быть проверен:
а) на кратковременную перегрузку моментом 7Wimax от наибольшего сум-
марного усилия в соединительном звене1 при установившемся движении
1 При наибольшем ветре рабочего состояния, отклонении грузовых канатов от верти-
кали на угол aij (см. п. 6 первой части) и при вращающемся кране.
154
сек.,
(127)
механизма. При этом максимальный момент двигателя Лаешах, ограничиваемый
электрической защитой (обычно Аретах = 2,25Л4Н, где Мн — номинальный
момент двигателя), должен быть больше момента Afimax;
б) на время пуска при действии наибольшего суммарного усилия в соеди-
нительном звене Ucmax, найденного ранее при определении среднеквадратичного
усилия. Полученное время пуска не должно превышать 5—6 сек.;
в) на время пуска при действии минимального суммарного усилия в сое-
динительном звене Z7cmin при отсутствии груза и ветра и при невращающемся
кране. При этом время пуска не должно быть меньше 1,5—2 сек.
Время пуска двигателя может быть определено по формуле
f__71П ^пр___
— 30 мп - мст
где и — число оборотов двигателя в минуту;
Jnp — приведенный к валу двигателя момент инерции стрелового устрой-
ства, груза, противовеса и всех вращающихся масс механизма;
может быть найден из формулы (7), если в ней принять х = 1;
Мп — средний пусковой момент двигателя;
Л4сщ — статический момент на валу двигателя, вызванный суммарным
усилием в соединительном звене.
Выбор тормозов. Выбор тормоза производится по наибольшему из двух
моментов: Мъ вызванному максимальным суммарным усилием в соединитель-
ном звене при вращающемся кране, максимальном ветре рабочего состояния
и отклонении грузовых канатов от вертикали на угол ап, и М2 — вызванному
наибольшим суммарным усилием в соединительном звене при неподвижном
кране без груза и ветре нерабочего состояния.
Коэффициент запаса торможения должен удовлетворять условиям1
ь —М™
ml ~ Ah
Mm
М2
(128)
хи
где Afm — Тормозной момент выбранного тормоза.
Тормоз должен быть проверен:
а) на время торможения при действии момента оно не должно превы-
шать 4—5 сек.;
б) на время торможения при отсутствии груза, ветра и при невращающемся
кране. При этом время торможения не должно быть менее 1,5 сек.
Время торможения может быть определено по формуле (127), если в ней
Jnp вычислить для случая торможения [см. пояснения к формуле (7)], Мп заме-
нить на МтиМст вычислить для случая торможения (к. п. д. должны быть
перенесены из знаменателя в числитель) 2.
При большой парусности укосин ветер создает большие моменты на мотор-
ном и тормозном валах. Двигатели и тормоза, выбранные с учетом преодоления
этих моментов, при отсутствии ветра разгоняют и затормаживают механизмы
в недопустимо короткое время, измеряемое долями секунды (0,1—0,5 сек.).
То же может происходить при плохом уравновешивании собственного веса
стрелы, когда неуравновешенный момент сильно меняется с изменением вылета.
Такое малое время пусков и торможений приводит к возникновению боль-
ших сил инерции и к появлению резких колебаний всего механизма, сопрово-
ждающихся ударами в зубчатых передачах и в шарнирах. Эти колебания при-
водят к образованию усталостных трещин в деталях механизма и в узлах
стрелы, близко расположенных к месту сочленения с ней соединительного
1 По Правилам Госгортехнадзора km 1,75; при этом Мг вычисляется без учета гори-
зонтальной силы Т = Qtga и сил инерции (в том числе центробежных).
2 Следует помнить, что у винтовых механизмов и у механизмов, имеющих червячные
передачи, к. п. д. при пуске и при торможении различны.
155
звена. Известны случаи поломок, сопровождавшиеся падением стрел с грузом,
вызванные указанными явлениями.
Для увеличения времени пуска в этих случаях следует ограничивать
возрастание пускового момента двигателя, применяя, например, автоматиче-
ский пуск, при котором соответственно подобранные пусковые сопротивления
выключаются с помощью реле времени.
Для увеличения времени торможения лучше всего применять ступенчатое
торможение. Последнее осуществляется с помощью двух тормозов, один из
которых тормозит с запозданием по отношению к другому. Выдержка времени,
обычно 2—4 сек., достигается с помощью реле времени постоянного тока, питае-
мого от селенового выпрямителя.
Такой механизм изменения вылета, имеющий два колодочных тормоза,
шкивы которых находятся на одном валу, показан на фиг. 93. Один из тормо-
зов является основным — рабочим.Он имеет меньший момент и останавливает
механизм за 2—3 сек. при отсутствии ветра. Через 3 сек. после отключения
Фиг. 97. Резиновый демпфер:
1 — фланец соединения с рейкой; 2 — резиновые шайбы; 3 — ось соединения со стрелой.
магнита первого тормоза отключается магнит второго, добавочного тормоза,
имеющего больший момент.
Сумма тормозных моментов обоих тормозов превышает в 1,15 раза момент
от ветра нерабочего состояния. '
Увеличение времени торможения также может быть достигнуто путем ис-
пользования тормозов с постепенным нарастанием тормозного момента, напри-
мер, тормозов с гидроэлектрическими толкателями (типа ТКТГ) с регулирова-
нием времени затормаживания.
В некоторых случаях увеличение времени пуска и торможения достигают
постановкой на вал тормоза махового колеса (фиг. 92). Однако увеличение
момента инерции на моторном валу влечет за собой дополнительную нагрузку
двигателя в период разгона. Поэтому при постановке махового колеса необ-
ходимо произвести проверку двигателя на нагрев.
Для смягчения возникающих при пусках и торможениях ударов в соеди-
нительное звено механизма со стрелой часто вводят пружинный или резиновый
демпфер (фиг. 97). Предпочтительным является последний, так как резина
обладает большей способностью поглощать энергию колебаний, чем стальная
пружина.
В некоторых случаях устанавливают второй демпфер в виде упругой под-
вески корпуса редуктора механизма к основной конструкции крана (фиг. 92).
24. Обеспечение безопасности работы механизмов изменения вылета
Механизмы изменения вылета могут иметь одно или два параллельных
соединительных звена (одну или две параллельные рейки, один или два винта,
один или два сектора и т. д.).
156
При двух параллельных звеньях вследствие неточностей изготовления и
монтажа нагрузка на них не распределяется поровну.
Как показали тензометрические исследования таких механизмов, в них
могут возникать усилия, различные не только по величине, но и по знаку [4].
Чтобы обеспечить необходимую прочность механизмов, каждое из парал-
лельных звеньев рассчитывают не на половину общей нагрузки, а на 60—80%
от нее, что утяжеляет механизм.
Для выравнивания нагрузок между параллельными звеньями на тягах,
соединяющих стрелу с коромыслами, часто устанавливают пружинные компен-
саторы (фиг. 95). Эти компенсаторы изменяют свою длину под нагрузкой на
3—4 jhjw и служат одновременно демпферами для смягчения колебаний. Иногда
применяют балансирные устройства (фиг. 93), которые обеспечивают точное
разделение общей нагрузки на две равные части.
Все механизмы изменения вылета должны снабжаться указателями вылета,
удобными для наблюдения крановщиком.
Крайние положения укосины должны фиксироваться с помощью концевых
выключателей. Рекомендуется на каждое крайнее положение иметь два выклю-
чателя: основной и дублирующий. Полезно иметь и третий выключатель, даю-
щий световой или звуковой сигнал крановщику о предконечном положении.
Для кривошипно-шатунных механизмов, у которых конечные положения
укосины соответствуют мертвым точкам, достаточно устанавливать на каждое
крайнее положение по одному выключателю. При этом крановщик не сможет
перевести механизм через Жертвую точку и ошибиться в направлении вращения
рукоятки контроллера.
У всех механизмов, кроме кривошипно-шатунных, должны быть установ-
лены механические упоры-буфера, останавливающие стрелу в крайних поло-
жениях при отказе в работе концевых выключателей. Эти буфера выполняются
пружинными или резиновыми и обычно рассчитываются на нагрузку, обуслов-
ленную максимальным моментом двигателя. Расчет их на удар не производится,
так как приводит к чрезмерному утяжелению звеньев укосины.
Для ремонта механизмов изменения вылета должны быть предусмотрены
устройства, фиксирующие стрелу в заданном положении и разгружающие
механизм. Так, например, у механизма, показанного на фиг. 95, предусмот-
рено стопорение стрелового устройства при минимальном вылете стопорным
штырем, вкладываемым в отверстия проушин заднего плеча коромысла и стоек
каркаса.
ГЛАВА V
МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕДВИЖЕНИЯ
25. Конструкции механизмов передвижения
В подавляющем большинстве современных портальных кранов механизмы
передвижения выполняются с индивидуальными приводами на каждую при-
водную тележку. Синхронизация приводов осуществляется не электрическим
путем, а за счет жесткости порталов.
Число приводных колес составляет обычно 25—100% от общего числа
ходовых колес. Небольшое число приводных ходовых колес допустимо только
при передвижении крана по строго горизонтальному пути, уложенному на
надежном основании, и при небольшой наветренной площади крана и груза.
При несоблюдении этих условий может иметь место пробуксовывание колес
малонагруженных опор крана, например, вследствие неравномерной осадки
оснований под рельсами одной или двух опор. Такие случаи имели место,
в частности, у 15-тонных кранов итальянской фирмы «Черетти — Танфани»,
у которых из 20 колес только 4 являются приводными.
Существует большое количество различных конструкций ходовых частей.
В качестве примера рассмотрим ходовые части двух 10-тонных крапов:
французской фирмы «Апплеваж» выпуска 1955 г. (фиг. 98) и завода ПТО
им. Кирова выпуска 1960 г. (фиг. 99 и 100). Конструкции их в известной
мере отражают две тенденции в проектировании ходовых частей современных
портальных кранов.
У обоих кранов по 16 ходовых колес- - по 8 приводных и по 8 холостых,
но скомпонованы они по-разному. В кране «Апплеваж» всего две приводные
тележки, расположенные по диагонали на ногах портала. Двигатель каждой
тележки приводит в движение четыре приводных колеса. Кран завода ПТО
им. Кирова имеет четыре приводные тележки, расположенные под всеми че-
тырьмя потами; двигатель каждой тележки приводите движение два приводных
колеса.
Установка двух двигателей большой мощности с соответствующей аппара-
турой управления обходится дешевле, чем четырех двигателей такой же сум-
марной мощности, но при четырех приводных колесах от одного двигателя
получается очень длинная кинематическая цепь (10 зубчатых колес и червяч-
ная пара). При двух приводных колесах от одного двигателя кинематическая
цепь может быть значительно укорочена (3 зубчатых колеса и червячная пара),
что в значительной мере компенсирует дополнительные затраты на установку
четырех двигателей вместо двух.
При двух двигателях привод получается менее надежным, так как в слу-
чае выхода из строя одного из них кран передвигаться не может, в то время
как временная работа на трех двигателях вместо четырех вполне возможна.
При двух двигателях часто имеют место случаи перегрузки одного из двига-
телей при работе на неровных подкрановых путях, когда опора, на которой
158
установлен другой двигатель, выключается из работы вследствие неравномер-
ной осадки путей.
В крапе «Апплеваж» привод вписывается в поперечный габарит ног пор-
тала и не выступает в стороны, но зато выступает вперед по направлению дви-
жения. Это приводит к частому повреждению его грейфером по время работы.
Привод завода ПТО им. Кирова расположен с внутренней стороны портала так,
что повреждение его грейферами исключается. Зато более вероятны, чем у крана
«Апплеваж», его повреждения при беспорядочном складировании грузов между
подкрановыми путями.
Большим недостатком тележек крана «Апплеваж» является трудный доступ
к ходовым колесам и приводным зубчатым колесам при осмотре и ремонте (для
снятия средних колес требуется выкатка и полная разборка ходовой тележки).
98. Ходоъая тележка 10-тон кого крана «Апплеваж»:
2 — редуктор; 3 — тормоз; 4 — элсктроднкгатель; 5 и 6 — p;i
В кране завода ПТО им. Кирова любое колесо или любая из двух тележек
(приводная и холостая) могут быть быстро сняты без выкатки ходовой тележки
и без ее разборки. Редуктор, фланцевый двигатель и тормоз этого крана пред-
ставляют собой единый блок, для снятия которого достаточно отвернуть три
гайки со шпилек, которыми он крепится к раме. Это позволяет снимать привод
для ремонта, не останавливая работу крана.
В тяжелых портальных кранах применяются ходовые тележки с большим
числом ходовых колес. На фиг. 101 показана такая тележка 75-тонного порталь-
ного крана завода ПТО им. Кирова на 10 колесах с двумя двигателями. Харак-
терной особенностью этой тележки является доступность для осмотра или ре-
монта любого ходового колеса. Эти колеса установлены в съемных угловых бук-
сах, каждая из которых присоединяется к раме двумя болтами. Для снятия
любого колеса (тележки) необходимо с помощью гидравлического домкрата
и специального приспособления освободить его от нагрузки, после чего доста-
точно приподнять колесо на 2—3 мм и выкатить его вбок.
Фиг. 99. Ходовая тележка 10-тонпого крана завода ПТО нм. Кирова:
I — опора; 2 — балансир: 3 — приводная тележка; 4 — буфер; 5 — холостая
тележка; 6 — противоугонный захват.
Фнг. 100. Приводная тележка 10-тонного крана завода ПТО им. Кирова:
1 — тормоз: 2 — червячный редуктор; 3 — фланцевый электродвигатель: 4 — рама
тележки; 5 — ходонос колесо.
Электродвигатель МТ-31-6; Л'—11 к»т\ п —- 053 об/мин. Червячная передачи:
т •- 6; а» 2; z* — 59; материал черви к а — сталь 40Х, НВ 1964-241; материал
венца червячного колеса — Бр. АЖ9-4Л.
120Ю
Б-Б
Фиг. 101. Ходовая тележка 75-тон-
пого крана завода ПТО им. Кирова:
/, 2, 3 я 4 — балансиры; 5 — привод-
пан тележка; 6 — холостая тележка;
7 _ редуктор; 8 — тормоз; 9 — электро
двигатель.
хода по кривым
Фиг. 102. Пружинный буфер.
В отличие от тележек, показанных на фиг. 98 и 99, в тележке 75-тонного
крана применены цилиндрические зубчатые редукторы взамен червячных,
что обеспечивает более высокий к. п. д. и меньший износ зацепления.
Для возможности перевода крана на перпендикулярные пути и для про-
ходовые тележки присоединяются к но-
гам порталов с помощью вертикального
шарнира.
Для смягчения ударов при наезде
крана на тупиковые упоры или при стол-
кновениях кранов между собой устанав-
ливаются буфера, обычно по четыре
на кран. Чаще всего применяются пру-
жинные буфера (фиг. 102). За последнее
время получили распространение моно-
литные резиновые буфера, основные данные которых приведены в табл. 66.
Эти буфера применяются не только в ходовых тележках, но и в качестве огра-
ничителей хода — на рейках механизма изменения вылета, на коромыслах,
в шахтах противовесов успокоителей грейферов и т. н.
Монолитные резиновые буфера
(по материалам завода ПТО нм. Кирова)
F а
b ’ d R j Я,
20 4 :
30 6
140 55
270 108
I
15 11
27 j 17
125 15
200 20
Примечания: I. Материал буферов — резина группы IB по ТУ 233—54 Министерства хи-
мической примышлен мости (предел прочности при разрыве Zz 45 кГ/см*. относительное удлинение
200%; модуль эластичности Е 50 кГ(см*\ термостойкость от —30 до +50°С). Изготовитель — завод
РТИ Ленинградского совнархоза.
2. Энергоемкость буферов: БР 100 — G3 к/'л; БР 225 —645 кГм.
26. Противоугонные захваты
Для предохранения от угона ветром портальные краны снабжаются про-
тивоугонными захватами. Крановщик обязан включить противоугонные зах-
ваты при получении сигнала об усилении ветра свыше допустимого, а также при
уходе с крана.
J62
Простейшая конструкция противоугонных захватов (фиг. 103) представляет
собой подвешенные па портале клещи, захватывающие пижнюючасть головки под-
кранового рельса. Такие захваты в настоящее время применяются чрезвычайно
редко, так как их зажатие требует много времени и они недостаточно надежны.
На некоторых крапах (например, на кранах фирмы «Апплеваж») в качестве
противоугонных захватов применяют стопорные устройства (фиг. 104), не допу-
скающие вращения ходовых колес под действием давления ветра на кран.
Однако, как показывают расчеты, давление ветра нерабочего состояния обычно
превышает сопротивление трения колеса о рельс (при движении юзом), вслед-
ствие чего такая конструкция не может быть рекомендована.
Более сложной, но более надежной, чем обе предыдущие, является кон-
струкция ручных противоугонных захватов (фиг. 105) портальных кранов
завода ПТО им. Кирова (выпуска 1960 г.). При работе крана рычаги 9с губками
10 подняты в верхнее положение и не выступают из корпуса 11 (как показано
на левой стороне фигуры); конечный выключатель 6 при этом не препятствует
включению электродвигателей механизма пере-
движения. В нерабочем состоянии крана губки
прижаты к головкам рельсов, а конечный выклю-
чатель пе допускает включения этих двигателей
(правая сторона фигуры).
Фиг. 103. Ручной клещевой захват. нг. 104. Стонорное устройство крана «Апплеваж».
Для контроля необходимой силы зажатия рельсов в ручной привод вклю-
чена кулачковая муфта 2. С помощью пружины 3 она регулируется так, чтобы
при достижении на рукоятке 1 необходимого усилия зубья проскальзывали
друг по другу, что показывает, что захват надежно зажат.
Иногда захваты конструкции, показанной на фиг. 105, выполняются с при-
водом от вертикального фланцевого электродвигателя (например, па 10-тонных
кранах «Лбус» выпуска 1956 г. и па 10- и 15-топпых кранах завода ПТО им. Ки-
рова выпуска 1957 г.). Для надежной работы захватов необходима точная
регулировка конечных выключателей, ограничивающих верхнее и нижнее
положения рычагов с губками. Как показал опыт эксплуатации, электрический
привод себя пе оправдал, так как регулировка часто нарушалась, а повторная
регулировка требовала много времени и специальных навыков. Поэтому элект-
роприводом переставали пользоваться и захват приводили в движение вручную.
Часто применявшаяся ранее конструкция захватов с падающими клиньями,
своим весом зажимавшими рычаги с губками, вследствие сложности конструк-
ции и большого веса в настоящее время не применяется.
При расчете противоугонных захватов необходимо, чтобы их удерживаю-
щая сила, сложенная с силой сопротивления холостых колес и с тормозными
усилиями на ободьях приводных колес при действии тормозов \ не менее чем
1 Если усилия на ободьях приводных колес при их пробуксовке меньше тормозных уси-
лий сг действия тормозов, в расчет вводятся усилия при пробуксовке.
6*
Фиг. 105. Ручной противоугонный захват кранов завода ПТО им. Кирова (левая
часть условно показана в поднятом положении):
/ __ рукоятка; 2 — кулачковая муфта; 3 — пружина: 4 — коническая передача; 5 — винт; б — ко-
нечный выключатель; 7 — ползун; 8 — ролик рычага; S) — рычаг; 10 — губка; 11 — корпус.
е 1,5 раза превышала наибольшее давление ветра нерабочего состояния на кран
(при ветре вдоль пути и положении укосины поперек пути). При этом коэффи-
циент трения губок о рельс при наличии насечки и при закалке поверхности
губок можно принимать равным 0,2 [501.
27. Расчетные нагрузки опорных деталей ходовых частей
Расчетные вертикальные нагрузки опорных деталей ходовых частей (оси
ходовых колес, оси балансиров, балансиры и т. п.) определяются по данным
табл. 67.
Таблица 67
Расчетные вертикальные нагрузки опорных деталей ходовых частей
Случаи нагрузки
; 1 | 2-й | з-й
1 0,75 максимального дав- j лепи я при рабочем состоя- ! нии крана Максимальное давление при рабочем состоянии крана Максимальное давление при нерабочем состоянии крапа
Примечание. В практике завода ПТО им. Кирова коэффициент 0,75 принят для учета. 1 переменности величин груза, вылета и угла попорота.
При расчете по 2-му случаю должны учитываться, также горизонтальные
поперечные нагрузки на ходовые части и горизонтальные нагрузки, прило-
женные вдоль рельсов (см. п. 15 перво i части). Поскольку горизонтальные попе-
речные нагрузки приложены к ребордам ходовых колес на уровне головок
рельсов, они вызывают также момент, благодаря которому возникают дополни-
тельные вертикальные силы, воздействующие на подшипники, оси, стенки
балансиров и т. п.
Одновременное действие обеих горизонтальных нагрузок маловероятно.
Поэтому следует рассматривать две комбинации нагрузок: 1) вертикальную и
горизонтальную поперечные нагрузки или 2) вертикальную и горизонтальную
вдоль рельса. Расчет ведется по наиболее невыгодной комбинации.
При расчете подшипников ходовых колес учитываются, кроме вертикаль-
ных нагрузок, также горизонтальные поперечные нагрузки, принимаемые
равными 10% от вертикальных.
28. Выбор двигателей и тормозов
Расчетные нагрузки приводов механизмов передвижения указаны в
табл. 23.
Выбор двигателей. Для кранов с ходовыми колесами на подшипниках ка-
чения выбор электродвигателей механизма передвижения производится по
•формуле 1
N„ + > (129)
где Nn — мощность при пуске крана с номинальным грузом против ветра и
вверх по уклону пути, кет;
Рто — сопротивление сил трения, кГ;
Ре •— сопротивление от рабочего давления ветра на кран и на груз (при
ветре вдоль пути и положении укосины поперек пути), кГ (см. п. 5
первой части);
1 Как показывает опыт, в случае ходовых колее на подшипниках качения двигатель,
выбранный по статической мощности, оказывается недостаточным при проверке по времени
Пуска.
165
Р„ — сопротивление от уклона пути, кГ;
Р'и —сила инерции при пуске, кГ;
v —скорость передвижения, м/сек;
ц — к. п. д. привода механизма передвижения.
Сопротивление сил трения Ртр определяется по формуле
Pmp=(.GK^Q)!^-\-2L'- (130)
где GKp + Q — вес крана с грузом, подвеской и канатами, кГ;
р, — коэффициент трения в цапфах осей; при подшипниках сколь-
жения р, — 0,08-:-0,1, при подшипниках качения р — 0,01ч-
4-0,015;
d — диаметр цапфы оси колеса, си;
D — диаметр колеса, см;
f — коэффициент трения качения колеса по рельсу; f = 0,05
ч— 0,06 сл;
с — коэффициент, учитывающий дополнительные потери на трение
реборд колес о рельсы и трение в торцах ступиц. Величину с
поданным ВНИИПТмаш [15] можно принимать равной 1,5.
Сопротивление от уклона пути Р1 определяется по формуле
PT = (GKp-Q) siny, (131)
где у — уклон пути. Если величина у неизвестна, ее можно принимать равной
0°Ю' (3 : 1000).
Сила инерции при пуске Ри определяется по формуле
Р„ = (ОКр - (?) а, (132)
где а —.ускорение при пуске; можно принимать а = 0,15 м/сек2.
Для выбора двигателя мощность при пуске Nn следует разделить па крат-
ность среднего пускового момента (см. часть первую, п. 6).
Для кранов с ходовыми колесами на подшипниках
скольжения выбор электродвигателей механизма передвижения произ-
водится без учета сил инерции по формуле
Ncm = • (133)
где Ncm — статическая мощность установившегося движения крана с номи-
нальным грузом против ветра и вверх по уклону, кет.
Электродвигатели, кроме того, проверяются по времени пуска и по отсут-
ствию буксования приводных колес при пуске порожнего крана.
Проверка по времени пуска производится по формуле
, GD2nm । 0,975 (Gkp -г (?) t*2 HW
315 (mMn Mem) Г
где tn — время пуска (нс должно быть более 8ч-10 сек.);
т — число двигателей;
Мст — момент статических сопротивлений прн движении крана с номи-
нальным грузом против ветра и вверх по уклону, приведенный
к валу двигателя, кГм;
М —(Pw + Ptd-PiW .
ст---- 2I1J
Мп — пусковой момент двигателя, кГм (см. п. 6 первой части);
п — число оборотов двигателя в минуту;
GD2 — маховой момент вращающихся масс механизма, приведеин
двигателя, кГм2;
i — передаточное число привода механизма передвижения.
Коэффициент запаса сцепления при пуске порожнего крана против ветра
я вверх по уклону 1
k=----------------—------------, (135)
(P/пр И “2J $пр
где S„p — давление на приводные колеса порожнего крана, кГ;
— коэффициент трения скольжения колеса о рельс; рк = 0,12;
Ротр т Р, т Рт -Ь Ра 2 определяются при порожнем кране.
k должен быть больше или равен 1,1. Если k получается меньше 1,1, еле*
дует либо уменьшить пусковой момент двигателя (соответствующим подбором
пусковых сопротивлений), либо увеличить число приводных колес.
Наблюдения, проведенные над некоторыми портальными кранами, имев*
шими индивидуальные приводы на всех четырех опорах, показывают, что сила
тока электродвигателей ходовых тележек при повороте стрелы на 360° изме-
няется лишь на 25%, в то время как давление на опоры меняется от 25 до 100%
максимальной величины. Это указывает на то, что фактическая нагрузка дви-
гателей вследствие влияния жесткости портала непропорциональна изменению
давлений на опоры.
Выбор тормоза. Сумма моментов всех тормозов должна быть достаточной
для остановки крана с номинальным грузом при положении укосины, перпен-
дикулярном подкрановому пути, при движении по ветру интенсивностью
40 кПм2 и вниз по уклону за время не более 10 сек.
Время торможения может быть определено по формуле
/ ______GD*nm____ t 0,975(Gup 4~ Q) v~ri (1361
— 375 ^4-^) T + CCK” u '
где Afm —сумма моментов всех тормозов, кГм;
М’ет — момент статических сопротивлений при движении крана с номиналь-
ным грузом по ветру и вниз по уклону, приведенный к тормозному
валу, кГм\
м- _ У^р-Ъ-Р^г*
мст----------2/
Тормоза, выбранные из условия остановки крана при ветре 40 кПм2 за
•время не более 10 сек., могут оказаться слишком сильными при торможении
без ветра. Поэтому, если время торможения без ветра составляет меньше 2—
3 сек., следует применять двухступенчатое торможение. При наличии четырех
приводных тележек тормоза двух тележек, движущихся по разным рельсам,
регулируются при отсутствии ветра на время торможения 3—4 сек.; тормоза
двух остальных тележек должны вступать в работу с выдержкой времени 3—
4 сек.
1 В некоторых случаях меньшее з ачение k может оказаться при пуске груженого
«рана.
* Ра определяется по формуле (132), причем величина а должна быть вычислена по
пусковому моменту выбранного двигателя.
ЧАСТЬ ТРЕТЬЯ
МЕТАЛЛИЧЕСКИЕ КОНСТРУКЦИИ
ГЛАВА I
ОСНОВНЫЕ ВОПРОСЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ и РАСЧЕТА
1. Новые металлические конструкции портальных кранов
Металлические конструкции портальных крапов до настоящего времени
выполнялись главным образом решетчатыми, из профил иного проката. Такие
конструкции обладают рядом существенных недостатков: большой номенкла-
турой применяемого сортамента проката, значительной трудоемкостью сборки,
большим объемом ручной сварки, высокой концентрацией напряжений в много-
численных фланговых швах (в сварных конструкциях) и пр.
В сложных пространственных металлических конструкциях порталов,
каркасов и других крупных узлов, обычно состоящих из большого числа отдель-
ных частей, подгоняемых индивидуально одна к другой и соединяемых стыками
на заклепках или болтах, отсутствует взаимозаменяемость отдельных частей.
Поэтому необходима полная контрольная сборка таких конструкций на заводе-
изготовителе, отнимающая много времени и требующая значительных пло-
щадей.
В последние годы как в СССР, так и за границей проведены большие работы
по усовершенствованию металлических конструкций портальных кранов. Но-
вые конструкции характеризуются широким применением тонкого листового
проката и труб.
В этих конструкциях отдельные части соединяются между собой посред-
ством механически обрабатываемых фланцев, отверстия в которых для болтов
и фиксирующих штифтов сверлятся по кондукторам. Сборка и сварка отдель-
ных элементов ведется в приспособлениях. Благодаря этому все части метал-
лических конструкций становятся взаимозаменяемыми и отпадает необходи-
мость в контрольной сборке на заводе-изготовителе. Число монтажных элемен-
тов резко уменьшается, что упрощает их изготовление, хранение, перевозку
и монтаж; сокращается номенклатура применяемого сортамента проката,
уменьшается вес конструкций и количество монтажных болтов.
Таблица 68
Основные характеристики порталов и каркасов решетчатой и коробчатой конструкции
(завод ПТО нм. Кирова)
Вес, Т Числи отдельных частей Число профилей проката Число монтажных • бол1OD 1 1
Решетча- тый Коробча- тый Решетча- тый Коробча- тый Решетча- тый Коробча- тый Решетча- тый Коробча- ты ft | 1
Портал Каркас 56 12 37 9 150 32 29 16 17 7 3336 870 860 334
Приме манне. Коробчатый портал эамспист решетчатый портал 4- цевочный барабан.
168
б)
Фиг. 107. Портальный кран с
порталом па трех опорах и
безраскосным каркасом ко-
робчатой конструкции.
Фиг. 108. Портальный кран с пор-
талом, колонной и стрелой коробчатой
конструкции.
Таблица 69
|/ Таблица 70
Снижение веса портальных кранов
завода ПТО им. Кирова
Значения динамического коэффициента ф
(по данным завода ПТО им. Кирова)
Наименование крана и
грузоподъемность
Dec, Т
Си иже-
до с
1961 г. 1961 г.
и не
веса,
%
Крюковой Q—3T 88,5 75 15
Грейферный Q=5Tl 137 94 31
Грейферный ЮГ 197 170 14
Грейферный Q= 15Г 230 205 7
I
Режим работы механизма
подъема
Легкий
Средний
Тяжелый
Весьма тяжелый (работа
с грейфером)
Фиг. 109. Портальный крап с порта-
лом на трех опорах, колонной короб-
чатой конструкции и шарнирно-сочле-
ненной укосиной из трубчатых эле-
ментов.
Для сравнения на фиг. 106 показаны металлические конструкции порталов
и каркасов решетчатой и коробчатой конструкции 10-тонного портального
крана завода ПТО им. Кирова, а в табл.
68 приведены их основные данные.
Элементы укосин портальных кранов,
выпускаемых заводом ПТО им. Кирова с
1961 г., изготовляются в виде пространст-
венных решетчатых или безраскосных кон-
струкций из труб. Иностранные крано-
строительные фирмы («Демаг», «Ман»,
«Крупп—Ардельт») в последнее время изго-
товляют металлические конструкции пор-
тальных кранов главным образом из эле-
ментов с коробчатыми или трубчатыми се-
чениями (фиг. 107—109). Применение но-
вых конструкций позволило существенно
уменьшить вес и трудоемкость изготовле-
ния металлических конструкций порталь-
ных кранов. Так, если принять вес пор-
тального крана, выпускавшегося фирмой
«Демаг» в 1925 г., за 100%, то уменьшение
веса крапов таких же параметров по го-
дам представится примерно следующим об-
разом: в 1935г.—на20% и 1955г. — на45%.
Данные по снижению веса портальных
кранов завода ПТО им. Кирова приведе-
ны в табл. 69.
2. Метод расчета и нагрузки
В практике завода ПТО им. Кирова металлические конструкции порталь-
ных кранов рассчитываются по методу допускаемых напряжений. Общие прин-
ципы этого расчета изложены в гл. II первой части.
Данные по собственным весам металлических конструкций для построен-
ных заводом ПТО им. Кирова портальных кранов приведены в табл. 9.
Нагрузка, состоящая из расчетного груза и подвески с крюком или грей-
фером, умножается на динамический коэффициент ф (см. табл. 24), принимае-
мый в практике завода ПТО им. Кирова по табл. 70.
Коэффициент ф для металлических конструкций может быть подсчитан
также по формуле
6=1-- (137)
где v — скорость подъема груза в см/сек, принимаемая в соответствии с рас-
четным случаем (см п. 1 первой части);
а = —2 l/S^; (138)
Уст п Аст г с
QK
с = у - — коэффициент жесткости конструкции;
уст — статический прогиб конца укосины от действия
веса груза на канатах Q№;
— статическое удлинение грузового каната от дей-
ствия веса груза па канатах QK;
тс — масса укосины, приведенная к ее концу;
тс = ~ 0,25 Gc — масса прямой стрелы с уравнительным полиспа-
стом, приведенная к ее концу (фиг. 110, а);
тс = -^-:0,25 GC~GX\ ’ -,i" — масса шарнирно-сочлененной укосины, приве-
денная к концу хобота * 1 (фиг. ПО, б);
тг — масса груза па канатах;
Я — ускорение силы тяжести;
Gc и Gx — вес стрелы и вес хобота;
Lj — проекция на горизонталь расстояния от нижнего
шарнира стрелы до ее верхнего конца;
Lz — то же до конца хобота.
Фнг. 110. Схемы к определению динамического коэффициента: а — для прямой стре-
лы; б — для шарнирно-сочлененной укосины с гибкой оттяжкой хобота.
Пример. Определим но указанной выше методике динамический коэффициент
ф для металлической конструкции грейферного портального крана завода ПТО нм. Кирова
(Q « 10 7’, ₽тах = 30 м) (фиг. 110, б) =.
Статический прогиб конца хобота от действия груза Qr{ на канатах определяется по
способу Мора
• V ! 25 _ 10000 -и. . 1 10000 7U п
I'i 1 2л Г, ' F„ ~ 2,1 -Ю» ’ J '• ••ДЬЮ' •
хиб стр
, 10000 - 4,15»-2860 . „ , , ..
Т 1,2.10«V24j7 = 1.63 + 3,40+ 16.60 =
1 Приведение масс элементов укоенны с жесткой оттяжкой приближенно можно опре-
делять так же, как и для укосины с гибкой оттяжкой, т. е. пренебрегая массой жесткой от-
тяжки.
* Расчет выполнен В. А. Ёрягкной.
Здесь первый член представляет собой прогиб конца хобота от его собственных деформаций,
второй — от деформаций стрелы и третий — от деформаций оттяжки хобота;
Л', — усилие в i-м стержне хобота или стрелы от единичной нагрузки,
определяемое построением диаграммы Максвелла—Кремоны. кГ;
JV0 = 4,15 — усилие d оттяжке хобота от груза на канатах, равного 1, опре-
деляемое, как показано на фиг. 135, о;
// — длина i-ro стержня хобота или стрелы по их геометрической схеме, с л;
£0 2860 см — длина оттяжки хобота:
/> — площадь поперечного сечения i-ro стержня хобота или стрелы, см2;
— 24,77 см2 — площадь поперечного сечения оттяжки;
Е =» 2,1 • 10* к Г/см3 — модуль упругости стали;
Ек = 1,2 • 10° кГ/см3 — модуль упругости оттяжных канатов.
К прогибу уст должна быть прибавлена величина опускания конца хобота вследствие
уменьшения провисания оттяжных канатов у”т.
.\'о — -1®0 == 3050 кГ — усилие в одном оттяжном канате от веса хобота, определяемое,
как показано на фиг. 135, в;
6100-МО 000 >4 15 г.
Л';—----—5------ - = 23 800 кГ — то же от веса хобота и груза на канатах;
Я — 0,1155 кГ!см — погонный вес одного оттяжного каната.
Увеличение расстояния между точкой крепления оттяжных канатов к каркасу и точкой нм
касания к хоботу при действии груза вследствие уменьшения провисания
Л.. ~ _ яШ _ — °’11 _ °.1 !£ю2228603 __
° ” ° 24CQ* 24 24-3050’ ~ 24-23 800s
= 1,405 — 0,023 = 1.382 см.
Угол поворота хобота при этом будет равен (фиг. ПО, б)
1 382
а = 0,00891 рад.
I .-V» г
Уст — Гха = 646 • 0,00891 ~ 5,7 см.
Суммарный статический прогиб конца хобота
Уст = Уст + ус 21,6 + 5,7 —
Масса груза на канатах
тг =. — = - = 10,2 кГсек'/см
g 981
Масса стрелы и хобота, приведенная к концу хобота,
М,=1(0,250, + о,) ==.oj3.m)±320o_ /з«иу=5 >6.059 = ^кГ.сек!.(я
Здесь 6С = 9200 кГ — вес стрелы;
Gx -- 3200 кГ — вес хобота.
Коэффициент жесткости конструкции
____Qk _ 10000
С — у — 97 з —— 3Gb к Г/см.
Статическое удлинение грузового каната под действием груза Кт слагается из удли-
нения каната за счет его растяжения
.. 10000(2700 + 660 + 2550)
Лгта------EKFK ' 1,2- Ю*-4-1,75 — ’
н удлинения за счет уменьшения провисания на наклонных участках
_с- с’ - «<«+'» «<'!+'£ _=
: 2-ai -
= «60») _ 0^631427004- 0№) = 42 71.1"0 озз-’l 42 ю с„
241 — ,----1- 721
li + + /3 — Длина канатов от барабана лебедки до нан
точки подвеса груза;
/д 4 /4 —длина наклонных участков каната;
Як = 0,01631 кГ/см — погонный вес одного грузового каната;
Fк=4 -1,75 cjw2 — площадь поперечного сечения грузовых канатов;
л = 4 — число ветвей грузовых канатов;
= 72 кГ — вес одной цепи, служащей для создания натяжения.
Кт = Кт ‘I* Кт = 7,04 + 42.68 - 49.72 см.
а=----------’|/" 3,3 4~ 10,2 = 0,0052 сек/см.
и 27,30 49,72 У 366 '
ти подъема груза Wj — ~ = 30 с.м/
О, — 1 4-0.0052 - 50 - 1,26.
и полной скорости (отрыв груза от земли) у* = у = 60 лс/
ьп 1 - 0,0052. 1 1,52.
Все горизонтальные силы, действующие на конце укосины, при расчете за-
меняются одной суммарной горизонтальной силой, определяемой из формулы
(16) и данных п. 6 части первой. Силы инерции, возникающие в элементах ме-
таллических конструкций крана при торможении его механизмов, и ветровые
нагрузки определяются также согласно указаниям п. 6 первой части. Комби-
нации нагрузок, рассматриваемые при расчете металлических конструкций,
принимаются во табл. 24.
Опыт расчетов показывает, что действие ветра, имеющего скоростной
напор свыше 100 кГ/m? (нерабочее состояние крана), как правило, не вызывает
усилий, определяющих подбор сечений, а потому 3-й случай нагрузки при
расчете металлических конструкций кранов может не рассматриваться.
3. Сортамент и образование сечений
Сортамент и размеры прокатной стали, из которой изготовляются метал-
лические конструкции, устанавливаются следующими стандартами 1:
I. Сталь прокатная листовая:
1) толстолистовая, ГОСТ 5681—60;
2) широкополосная (универсальная), ГОСТ 82—57 2;
3) полосовая, ГОСТ ЮЗ—57 2;
4) тонколистовая, ГОСТ 3680—57 2.
11. Сталь прокатная профильная (сортовая):
1) угловая равнобокая, ГОСТ 8509—57;
2) угловая неравнобокая, ГОСТ 8510—57;
3) швеллеры, ГОСТ 8240—56 3;
4) швеллеры облегченные, ГОСТ 6185—52;
5) балки двутавровые, ГОСТ 8239- 56 а;
6) балки двутавровые облегченные, ГОСТ 6184—52;
7) балки двутавровые широкополочные, ГОСТ 6183—52;
8) трубы стальные бесшовные, ГОСТ 8732—58;
9) трубы стальные сварные, ГОСТ 4015—58;
Толстолистовая сталь обычно применяется толщиной 4 ч- 50 мм при ши-
рине листов 1400 -S- 1800 мм и длине 6 ч- 8 м.
Широкополосная (универсальная) сталь прокатывается толщиной 4 ч-
ч- 60 мм при ширине полос 160 ч- 1050 мм и длине 5ч-18 м.
Полосовая сталь прокатывается толщиной 4 ч- 60 мм при ширине полос
12 ч- 200 мм и длине 3 ч- 9 м.
Равнобокие уголки имеют номера 2 ч- 25 при длине 5 ч- 19 м. Уголковые
профили применяются для элементов, работающих на осевые усилия, для кле-
паных балок, а также для соединительных элементов. Неравнобокие уголки
имеют номера 2,5/1,6 ч- 25/16 при длине 4 ч- 19 м.
Швеллеры имеют номера 5 ч- 40 при длине 5 ч- 19 л<. Применяются глав-
ным образом в элемептах, работающих на осевые усилия.
Швеллеры облегченного типа имеют меньшие толщины стенок и полок;
номера их — 16 ч- 30 и длины — 6 ч- 19 м.
1 На 1 января 1961 г.
9 Переиздание 1959 г., Информационный указатель № 2, 1959 г.
9 Переиздание I960 г., Информационный указатель № 11, 1959 г.
Двутавры применяются почти исключительно для элементов, работающих
на поперечный изгиб; номера их — 10 ч- 70, длины — 5 ч- 19 м. Двутавры
облегченного типа имеют меньшие толщины стенок и полок; номера их —
16 ч- 30 и длины 6-5-19 м.
Весьма целесообразно применение прокатных широкополочных двутавров,
которые имеют балочные профили (Б) и колонные профили; последние разде-
ляются на легкие (Л) и тяжелые (Т).
Высота балочных профилей достигает 1000 мм при ширине полок до 408 льч
и толщине до 44 мм. Высота легких колонных профилей достигает 724 мм при
ширине полок до 422 и толщине до 28 мм, тяжелых — до 541 мм при ши-
рине полок до 417 мм и толщине до 79 мм.
Внутренние грани полок широкополочных двутавров горизонтальны, что
создает удобство для узловых соединений и стыков.
Трубы применяются для элементов, работающих на осевые усилия, осо-
бенно на сжатие. В сортаменте бесшовные трубы имеют наружный диаметр
25 ч- 800 мм при толщине стенки 2,5 ч- 75 мм и длине 4 ч- 12,5 м. Сварные
трубы имеют наружный диаметр 426 ч- 1620 леи при толщине стенки 4 ч- 16 мм.
Трубчатые конструкции имеют следующие значительные преимущества
по сравнению с конструкциями из профильного проката: возможность осуще-
ствления больших панелей в решетчатых конструкциях благодаря большим
радиусам инерции, одинаковым во всех направлениях; отсутствие каких-либо
соединительных элементов; удобство окраски; меньшая наветренная поверх-
ность.
Гнутые профили, получаемые из толстолистовой, тонколистовой и поло-
совой стали па роликогибочных станках, дают значительную экономию ме-
талла и сварочных работ. На фиг. 111 приведены различные типы гнутых про-
филей. Типы а—з предусмотрены ГОСТ (8276—8283)—57.
Наиболее употребительные составные сечения стержней решетчатых ферм
показаны на фиг. 112. Для поясов сварных ферм применяются сечения типов
а, б, ж, м, п, и для раскосов — а — и. Сечения типов а, б, в, г, е, и, к, н, о,
применяются главным образом для поясов клепаных ферм, а сечения а—г,
е из — к — для раскосов.
Составные балки бывают одностенчатые и двустенчатые, в сварном или
в отдельных случаях в клепаном исполнении (фиг. 113).
Высота балки выбирается в зависимости от ее статической схемы. Наиболь-
шая высота ограничивается условием получения балки наименьшего веса, наи-
меньшая — условием ограничения относительного прогиба и времени затуха-
ния колебаний.
Как указывалось выше, в настоящее время наибольшее применение в ме-
таллических конструкциях портальных кранов имеет листовая сталь. Сварные
листовые конструкции, по сравнению с решетчатыми, обладают меньшей тру-
доемкостью изготовления и значительно лучше работают на усталостную проч-
ность. Хотя в клепаных конструкциях концентрация напряжений менее опасна
(k = 1,4 ч- 1,6), чем в аналогичных сварных конструкциях, однако в настоя-
щее время они почти не применяются, так как имеют больший вес и более тру-
доемки, чем сварные.
4. Принципы конструирования и расчета металлических конструкций кранов
[20, 61]
Значения эффективных коэффициентов концентрации напряжений k для
типовых элементов металлических конструкций кранов приведены в табл. 71.
Значения k получены как отношения пределов выносливости при симметричном
цикле основного металла к пределам выносливости соответствующих соедине-
ний в условиях осевых деформаций растяжения — сжатия для металла с про-
катной коркой. При проектировании металлических конструкций кранов
требования к качеству их изготовления должны быть тщательно оговорены
в технических условиях на изготовление. Следует помнить, что ухудшение
171
Фиг. HI. Типы сечений гнутых профилен.
иг. 112. Основные типы составных сечений стержней ферм.
Фиг. 113. Типы составных сечений балок.
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений k
для типовых элементов металлических конструкций кранов
1 1 1 1 ‘ Ст. 3 | ! 1 пл Сечения, по которым происходят разрушения (аа)
I. Основной металл в местах, удаленных от сварных
швов
1. Основной металл с необрабо- танной прокатной поверхностью с прокатными, обрезанными или обработанными механическим пу- тем кромками 1,0 1 —J 1 I—-
2. То же, что в п. 1, но с кром- ками, обрезанными газовой резкой: а) ручной б) машинной 1,4 1,1 1 1 г^> -I 1
3. Основной металл с необрабо- танной прокатной поверхностью и обработанными механическим пу- тем кромками при радиусе пере- хода: a) R 200 мм б) R = 10 мм в) R = 1 мм (прямой угол) 1 1,0 i - i % r —V|g i — 1.
4. Основной металл по сечениям с отверстиями, образованными сверлением на полный диаметр пли рассверловкой после проколки не менее 3 мм на диаметр 1,4 ^1,6 ’ 1,4-:-1,6 L a 1
11. 5. Стыковые швы (по оси шва) с полным проваром корня шва Сварные шв i Ы Jg дД | .Л Та
6. Стыковые швы с неполным проваром корня шва и при отсут- ствии обратной подваркн 2,5 :( . J*
7. Поперечные (лобовые) швы по расчетному сечению шва: а) при ручной сварке б) при автоматической сварке 1
8. Продольные (фланговые) швы по расчетному сечению, проходя- щему по длине шва, при ручной сварке г L g/—a ai u д
176
Продолжение табл. 71
1 1 к Ст. 3 J ил Сечении, по которым происходят разрушения (аа)
III. Ос 11 on н oft м к 9. У стыкового шва: а) при наличии обработки на- плывов абразивным кругом или специальной шаровой фрезой б) необработанного прн доста- точно плавном переходе от шва к основному металлу: при косом шве при прямом шве в) необработанною при превы- ] шенпп стыкуемых кромок на । 0,2ft при достаточной плав- 1 ностя перехода от шва к ос- : ионному металлу при пря- мом DIBC г) необработанного с плотной подкладкой и полным про- варом шва при достаточной плавности перехода от швп к основному металлу д) необработанного при распо- ложении стыкового шва вдоль действующего усилия е т а л л с в а р н и 1.8 в м е с । м шва 1 2.0 1 т а X м 1 *1 1 'а 'а ♦ ’ а I ц 8 р 2& уба
1 SEE f г 1 ।
1
Г ц ~ "J 1 1 1 1
10. У поперечного (лобового) шва: а) необработанного вогнутого с равными катетами, а так- же при отношении большого катета к меньшему от 2 до 2,5 и прямых швах при пе- редаче усилия через шов б) то же при зачистке зоны пе- рехода от шва к основному металлу абразивным кругом или специальной шаровой фрезой в) то же необработанного вы- пуклого с равными кате- тами г) то же, что в п. 10а, но при п^едаче усилия через ос- новной металл д) то же, что в п. Юг, по при зачистке зоны перехода от шва к основному металлу 2,8 1 1 1 1 i 1 ! 1.9 1 1 1 [ ! 1 1 j а а а <7^ Иа а а 1- 1 л а
। а а
177
Продолжение табл. 7Т
Вид с i Ст. 3 нл 1 1 Ссчепия, по которым происходят । разрушения (аа)
е) то же, что в п. 10в, но при передаче усилия через основ- ной металл ж) наплавленного па основной металл 2,2 2,0 2,6 2,3 1 a у. Л _ L_LJ
11. У продольного (флангового) шва: а) при передаче усилия через шов при симметричном се- чении стержня б) то же, по при несимметрич- ном сечении стержня । в) при передаче усилия через । основной металл 1 1 ! г) наплавленного па основной | металл 1 I 3,5 3,0 1,25 1 1 1 1 2,0 1 1 3,5 1 1 1 ~ i 1 1 1 i ! । *1 i а -1 L а i — ’ ! t а -L а а a < аГ * 2 Г ! 4 а / а D а л 1- а 0,
1 | 12. У присоединения накладки । в стык: । а) при прямоугольной форме накладки без зачистки кон- цов шва 6) то же при зачистке концов швов в) при трапецеидальной форме накладки при зачистке кон-| цов швов Ч J 4 i— / 1 Z а 13- а
13. У присоединения комбини- рованным швом 3,0 1 — rh ж I t
178
Продолжение табл. 71
k
Ст. з. |
14. Сварные сечения двутавро- вого, таврового и других типов, сваренные непрерывными продоль- ными швами автоматической свар- кой при действии усилия вдоль оси 4ива по основному металлу (концен- трация напряжений только от про- дольных швов) ।
н.ч
Сечения, по которым происходит
разрушеиия (аа)
15. Обрыв одного поясного листа
в пакете из двух и более листов
сварной балки:
а) при уменьшении толщины
листа (при неизменной его
ширине) к месту обрыва с
уклоном 1 : 5 без механи-
ческой обработки попереч-।
кого (лобового) шва (с отно-'
шением катетов 1 : 2)
б) при одновременном умень-
шении к месту обрыва как |
толщины (с уклоном 1:5), ।
так и ширины листа без ме-
ханической обработки попе-
речного (лобового) шва
1U 4JUB II. «VI#. пи при
сых швах (без лобового) и
с обеспечением плавности пе-1
рехода в месте обрыва («но- J
сике») путем механической1
обработки концов косых ’
швов I
1 Значения k. иычкелейные по результатам испытаний единичных образцов.
качества изготовления влечет за собой уменьшение усталостной прочности кон-
струкции. Это в особенности относится к конструкциям, воспринимающим
многократно повторяющуюся переменную нагрузку, поэтому для таких кон-
струкций большое значение имеет снижение концентрации напряжений, что
достигается созданием условий для плавного перехода силовых потоков от
одного элемента к другому. Поэтому при конструировании не следует допу-
скать резких изменений поперечных сечений, острых углов, выемок и т. п.
на пути силовых потоков.
Этим требованиям удовлетворяют сварные листовые конструкции с соедине-
ниями элементов стыковыми швами с полным проваром корня шва и непрерыв-
ными продольными (поясными) швами, выполненными автоматической сваркой
(k = 1,1). Входящие углы в листах должны иметь достаточный радиус закруг-
ления (табл, 71, п. 3).
Сварные решетчатые конструкции из профильного проката, соединяемые
главным образом угловыми швами, дающими высокую концентрацию напряжс-
179
ний (Л -- 1,7 -f-3,5), целесообразно применять только, для кранов легкого н
среднего режимов работы.
Применяемые для решетчатых конструкций, воспринимающих многократно*
повторяющуюся переменную нагрузку, сварные из листов пояса (фиг. 112,.
ж, л, ж) имеют существенные преимущества по сравнению с составными поя-
сами из профильного проката.
На фиг. 114 показаны конструкции приварки решетки ферм к растянутому
поясу непосредственно, а на фиг. 115 — с помощью фасонок.
Пояса сварных балок состоят только из листов. Наиболее целесообразна
конструкция с одним поясным листом, толщина которого не должна превышать.
50 мм.
Толщина стенки балки определяется условиями ее прочности и устойчиво-
сти; обычно по условиям технологии ее принимают не менее 6 мм. Поясные швы
должны быть непрерывными, так как при прерывистых швах у начала
и конца каждого участка шва будет иметь место высокая концентрации
114. Конструкции припарки раскосов непосредственно к растянутому
поясу фермы.
напряжений (k 2,0). Непрерывные связующие швы как у балок, так и
у стержней с составными сечениями дают весьма небольшую концентра-
цию напряжений (А = 1,1), но для этого должен быть обеспечен провар
стенки.
Стенки и пояса балок следует соединять в стык без накладок н прокладок,
существенно снижающих их усталостную прочность.
При изменении толщины или ширины поясов более толстые или более
широкие листы должны иметь на концах скосы с уклоном не более 1 : 5 (фиг.
116).
Вертикальные ребра жесткости (фиг. 117) и диафрагмы в коробчатых бал-
ках следует приваривать сплошными двухсторонними швами. Наиболее рацио-
нально крепление ребер к растянутому поясу, показанное на последней
конструкции фиг. 117; здесь между ребрами и поясом с тугой посадкой ста-
вятся прокладки, к которым привариваются ребра. Этим исключается концен-
трация напряжений от непосредственной приварки ребер к растянутому
поясу.
Непосредственная приварка ребер к сжатому поясу не снижает усталост-
ной прочности балки. Так как обычно приварка диафрагм в коробчатых балках
возможна только по трем сторонам, то диафрагмы не следует приваривать
к растянутому поясу.
180
Конструкции припарки стержней решетки ферм
с помощью фасонок.
Фиг. 11G. Скосы поясов бало
Флг. 117. Конструкции креплений ребер жесткости к рас-
тянутому поясу двутавровой балки.
На фиг. 118 приведены конструкции узлов рам, работающих под действием
сил, лежащих в плоскости рам. Поясные швы рам должны выполняться непре-
рывными, а все ребра должны иметь в углах скосы.
Фиг. 118. Конструкции узлов рам для нагрузок, действу
в плоскости рам.
На фиг. 119 приведены конструкции узлов рам, работающих под действием
сил, перпендикулярных раме. Наивысшей усталостной прочностью обладает
предпоследняя конструкция на фиг. 119.
Фиг. 119. Конструкции узлов рам для нагрузок, действующих перпендику-
лярно плоскости рам.
5. Расчет элементов металлических конструкций на осевую силу
Сечения элементов, работающих на осевую силу (S), подбираются из усло-
вия прочности
<=[’] = £> (139)
* нт п
где а — максимальное напряжение в элементе под действием расчетной на-
грузки;
оТ — предел текучести материала (табл. 31 и 32);
п — запас прочности (см. п. 11, часть первая);
Ги/П — площадь нетто поперечного сечения стержня [для клепаных кон-
струкций FMm = (0,8 -т- 0,9)Л].
Как указывалось выше, элементы металлических конструкций кранов,
характерных высоким коэффициентом использования как по грузоподъемности,
так и по времени (главным образом краны тяжелого и весьма тяжелого режи-
ма работы), должны проверяться на выносливость [10, 61] из условия
o = ^-sS[Or*]=^, (140)
где ork — длительный предел выносливости материала (табл. 72 и 73)х.
1 При в расчет вводится аг.
Пределы выносливости вгЛ при базовом числе циклов 2VO = 2 • 10° для элементов конструкция из стали марки Ст. 3
(яв = 38 кГ/ММ\ T| = i)t2) в зависимости от коэффициента концентрации напряжений ft и коэффициента
асимметрии гф разрушающего цикла, кГ.сл®
Таблица 72
бтах'О Iff\6min 0- ST Л т1п Q ы Ы- <5 max .п
0 min б min бийп-о / О min
1 “672 0,1 1 “оГб 0.8 А - o,s - 0,6 1 -0,4 -0.2 0,2 0.4 <>л !
-2400 -1970 -1660 —1430 1,0 1260 1370 1500 1650 1850 2100
—2290 -1800 -1480 —1260 -1090 1,3 970 1060 1165 1300 1460 1680 1970 2380 2400
—1940 -1535 —1270 -1085 — 950 1,5 840 920 1015 ИЗО 1285 1480 1750 2140
—1680 —1340 -1115 — 9.55 — 835 1,7 740 815 900 1010 1145 1325 1570 1910
-1400 — 1125 - 940 - 805 — 710 2,0 630 695 770 860 985 1145 1370 1700 2250l
-1260 —1015 -850 - 730 — 645 2,2 575 630 700 790 900 1050 1260 1570 2100
-1095 — 890 — 745 — 645 — 565 2,5 505 555 620 700 800 935 1125 1415 1910
-1010 — 820 - 690 - 595 — 525 2,7 465 515 575 645 740 870 1050 1325 1800
— 900 - 735 — 620 — 535 — 470 3,0 420 465 515 585 670 790 9.5.5 1210 1660
— 840 — 685 - 580 — 500 — 440 3,2 395 । 435 485 550 630 740 900 1145 1575
- 765 - 625 - 525 — 455 - 400 i 3'5 360 400 445 । 500 580 685 830 1 1060 1460 2380
Примечания;!, т| — коэффициент чувствительности металла. 2. Наибольшее значение ограничено величиной предела текучести. 3. Промежуточные значения <гопределяются прямолинейной интерполяцией.
4. Го — г при 0 и । 'и — —• при' г > 0, где г — коэффициент асимметрия действую! ; п — запас прочности (см . табл. 28).
Таблица 13
Пределы выносливости при базовом числе циклов Nc = 2- 10е для элементов конструкций из низколегированной стали —сталь НЛ
(<зв = Б2 кГ[мм1, Т) = 0,2) в зависимости от коэффициента концентрации напряжений k и коэффициента асимметрии г0
разрушающего цикла, кГ^см*
3500 - 3330 - 2700 -2270 -1960 1,0 1725 1880 2060 2270 2540 2890 3330 1
—змо -2460 -2030 1725 -1500 1,3 1325 1450 1600 1780 200С» 2300 2700 3260 3500 |
—2660 : -2100 -1740 -1485 -1300 1,5 1150 1260 . 1390 1550 1760 ' 2030 2400 2930
—2300 1835 — 1525 -1305 -1140 1,7 1010 1115 1230 1380 156= ' I 1830 2150 2660 3450 |
—1915 -1540 - 1285 -1105 — 970 2,0 860 950 1050 1175 1350 1570 1875 2330 3080
—1725 -1390 - 1170 -1000 - 885 2,2 785 860 960 1080 1230 1440 1725 2150 2880
-1500 -1220 — 1025 — 880 - 770 2,5 690 760 850 955 1095 1280 1540 1935 2620
- 1380 - 11'20 - 945 - 815 720 2,7 635 705 785 880 1015 1190 1440 1815 2465
- 1230 1010 - 850 - 730 645 3,0 575 635 705 800 915 1080 1305 1655 2275 I
-1150 940 — 795 685 600 3,2 540 595 660 750 860 1010 1230 1570 2160 "3460"'
-1050 - 855 “° - 620 - 545 3,5 495 '545 610 685; 790 940 1130 1450|2<Ю0 3260|
П р н м е ч а п к я: 1. Наибольшее значение ограничено исличнной предела текучести.
2. Промежуточные значения определяются прямолинейной интерполяцией.
3. ru г при г si 0 п п 1,1,1 II г > о.
Для всех циклов, кроме находящихся только в области сжимающих напря-
жений, длительный предел выносливости определяется по формуле (25).
Значения urk для сталей Ст. 3 и НЛ, приведенные в табл. 72 и 73, вычислены для
базового числа циклов А/о = 2 • 10е. При числе рабочих циклов за расчетный
срок службы N 7" 2- 10е в формулу (140) вместо ork подставляется c’rkt опреде-
ляемый по формуле (30).
При малых коэффициентах концентрации (сварные листовые и клепаные
конструкции, k < 2,0) предел выносливости можно принимать при базовом
числе циклов 2V0 — 2 10е, а при больших (сварные решетчатые конструкции,
k 5:= 2,0) — при /Vo = 5 10®, если по условиям работы конструкции число
перемен нагрузки может превышать 2 * 10е циклов.
В виде примера определим 1 огй] для стали марки Ст. 3 при и = 1,3 и k =2,0.
По табл. 72 имеем: при г — —1, <тг* — 630 кПсм* и = 485 кПсм2.
При г = 0,4 надлежит сначала определить коэффициент асимметрии разру-
шающего (опасного) цикла г0 — £ = 0,3, а затем по табл. 72 найти пре-
дел выносливости
1370 4- 1700 1EQ—’ г-
Grit—---2-----= 153о кГ:
к*]=!§г=1180 кг!
При внецептренном приложении силы с эксцентриситетом е в стержне,
кроме осевой силы S, возникает изгибающий момент Ми = Se и условие проч-
пости принимает вид + (141) • нт w нт
носливости Vя-(142) • нт w нт
где — момент сопротивления нетто сечения.
Центрально и внецентренно сжатые стержни должны также удовлетворять
условию устойчивости
<> = £’£?[’). (143)
(144)
где F — площадь брутто поперечного сечения;
<р — коэффициент продольного изгиба для центрально сжатых стержней;
<рй„ — то же для внецентренно сжатых стержней.
Значения ср и <рвн в зависимости от гибкости стержней см. [42, 61].
Гибкость X ограничивается условием
/min = У — минимальный радиус инерции сечения;
Jmin — минимальный момент инерции сечения (здесь Уть,
маются брутто);
j — р/ — расчетная приведенная длина стержня;
р — коэффициент длины, зависящий от условий закрепления концов
стержня.
Коэффициент длины р имеет следующие значения:
Оба конца шарнирно оперты.............................. = 1
Одни конец заделан, а другой шарнирно оперт р = 0,7
Оба конца заделаны (один может перемещаться вместе с за-
делкой) . . ........... р = 0,5
Один, конец заделан, а другой свободен р -* 2.
185
Таблица 75
Расчетные длины стержней перекрестной
решетки из плоскости фермы
Характеристика узла пересеченны стержней решетки Прв рас- При не- тнженнн 1 работаю- в похтсп- i шеи под-
киваю- щем ' стержне держи- , вающем | стержне
Оба стержня не прерываются 0,5/ 0,7/
Поддерживающий стержень прерывает- ся п перекрывается фасснкой 1 0,7/ 1 i
1 — геометрическая длина стержня.
Таблица 76
Таблица 74
Расчетные длины элементов ферм
с простой решеткой
1 Направление 1 продольного изгиба В плоскости фермы 1 j Пояса Г 1 1 Решетка
. ! 1 Опорные | Про- । ряскосы । чне 1 и опорные) элс- | стойки 1 менты 1 1 1 од» i 1 I 1 । 1 i • * ।
Из плоскости фермы
1 — геометрическая длина элемента » (расстояние между центрами уз- 1 лов); ' /1 — расстояние между узлами, за- । крепленными от смещения из плоскости фермы.
Коэффициент длины fij для стержней переменного сечсиия со средней
призматической частью (концы стержней шарнирно оперты)
, - - - 1 Характеристика изменении момента инерции по длине стержня Anin 1 •Лпах । hit
1 ° i 0.2 0Л j | 0.6 0.8
1 1 i 0 I 1,31 1,18 1,09 | 1,03 1,00
1 Мп- J тал r! Сплошной стержень! постоянной толщины, | 1 0,1' 1 °- 1 1,23 1,19 1,14 1,11 1,07 1,05 1 1,02 1 1,01 1,00 1,00 I
ширина которого ме-. 1 0.4 1 i 1,12 1,07 1,04 1,01 1,00
1 1 . 1 няется по линейному 1 закону 0,6 | | 1,07 1,04 1,02 . 1 Л°1 1,00 I
/л* | 0,8 , I 1,03 1,02 1,01 1 1,00 1,00 |
1,0 1 1,00 - 1 -1 —
1 1 1 1 1 I 1
f 1
Сплошной стержень ПОСТОЯННОЙ ТОЛЩИНЫ, 0,0001 3,14 | 1,82 1,44 1,14 1,0!
Jnun J max 0,01 1,69 1 1 1,45 1,23 1,07 1,01
ширина которого из- меняется по параболе 0,1 1,35 | 1,22 1,11 1,03 1,00
0,2 1 1,15 1,07 1,02 1,00
1— или (приближенно) 1,25 |
решетчатый стержень 0,4 1 ! те । । 1,08 1 1 1,04 1,01 1,00
Jmln- 1 - 1 4 с поясами постоянно-
'^1—Zy—J 1—i 7 го сечения с шириной, 0,6 1 1,08 1 1,05 1,02 1,0! 1,00
меняющейся по ли- 1 1 1,03 1 1,02 1,01 1 i,oo 1 1,00
нейному закону 1,0 1 1,00 1 1 “ 1 -
— , i 1 1 : 1
0,01 I “ 8,03 6,04 4,06 2,09
0,1 1 1 _ 2,59 2,03 1,48 1,07
Jnn Стержень со сту- 0,2 1,88 1,53 1,21 1,03
пенчатым изменением 0,4 — 1,39 1,22 1,08 1,01
LJ=tnJ момента инерции 0,6 — 1,19 1,10 1,03 1,01
0,8 — 1,07 1,04 1,01 1,00
1 1,0 — — — j “ —
186
Значения коэффициента ji при наличии у стержня промежуточной опоры
см. [61], т. 1, табл. 3.9.
Расчетные длины при определении гибкости элементов ферм с простой
решеткой должны приниматься по табл. 74.
В фермах с параллельными поясами и перекрестной решеткой расчетная
длина пересекающихся стержней решетки при определении их гибкости в пло-
скости фермы принимается равной расстоянию от центра узла до точки пересе-
чения этих стержней. При проверке потери их устойчивости из плоскости фермы
расчетная длина должна приниматься по табл. 75 [42]. При проверке гибкости
перекрестных раскосов связей из одиночных уголков радиус инерции прини-
мается относительно оси, параллельной полке уголка.
Стержни переменного по длине сечения проверяются на устойчивость по
расчетной длине nJ, где I — длина стержня и щ — коэффициент длины. Ве-
личина рх определяется в зависимости от закона изменения момента инерции
стержня по его длине и от соотношения (табл. 76).
*'шах
У несимметричных относительно среднего сечения стержней (табл. 77)
момент инерции изменяется поданному закону от значения JwaK на одном конце
стержня до значения на другом его конце. Если нижний конец стержня с мо-
ментом инерции /п.ах заделан, а верхний свободен, то коэффициент длины щ
в два раза больше, чем соответственные коэффициенты для симметричного
относительно среднего сечения стержня с обоими шарнирно опертыми концами
(см. табл. 76, при = 0).
Таблица 77
Коэффициент p.j для стержней переменного
сечения, несимметричных относительно
среднего сечения (концы стержней
шарнирно оперты)
Схема стержня ^min/Апзх Закон изменения Jх
линей- ный квадра- тичный1
0,1 1,45 1,66
, Зт!л 0,2 1,35. 1,45
X - 0,4 1,21 1,24
1 -1 0,6 1,13 1,13
0,8 1,06 1,05
l.o 1,00 1,00 J
Таблица 7
Допустимые значения -у, при которых
не требуется укрепления пластинок
ребрами жесткости [611
Характеристика заделки длинных сторон пластипкн b — пе более о
Ст. 3 Сталь НЛ
Одна сторона опер- та, другая — свобод- - на Одна сторона заде- лана, другая — сво- бодна Обе стороны оперты Обе стороны заде- ’ лапы 70 23 50 60
Гибкость стержня переменного сечения
1
г ’
min
где Tmin — минимальный радиус инерции для сечения с Jmax.
Для составных стержней коэффициент продольного изгиба <р определяется
по приведенной гибкости [42, 611.
Гибкость сжатых элементов не должна превышать:
для поясов, опорных раскосов и стоек главных ферм, передающих
опорные реакции, а также для одностержиепых конструкций эле-
ментов укосин (стрелы, жесткие оттяжки хоботов и т. п.) и ко-
лонн .................................................
для остальных стержней главных ферм и для поясов вспомогатель-
ных ферм ....
для прочих стержней
Гибкость растянутых элементов не дол
для поясов главных ферм .................................. 150
для остальных стержней главных ферм и поясов вспомогательных
ферм................................................... 200
для прочих стержней 250
Тонкостенные листовые элементы сжатых стержней (фиг. 112, ж, л, м —
п, и др.) должны быть проверены на местную устойчивость 142, 61] и в случае
необходимости укреплены ребрами.
В табл. 78 приведены наибольшие допустимые значения отношений ши-
рины пластинки b к се толщине б, при которых не требуется укрепления ее
ребрами жесткости. Если отношение b/Ъ превышает указанные в табл. 78, то
пластинки следует укреплять с помощью продольных ребер жесткости, кото-
рые должны уменьшать их свободную ширину до размеров, удовлетворяющих
требованиям таблицы.
Тонкостенные трубчатые элементы могут проверяться только на общую
устойчивость, так как местная устойчивость центрально сжатой трубы обеспе-
чена при отношениях d/D 1/240 (D — наружный диаметр и 6 — толщина
трубы).
Данные о расчете внецентренно сжатых и составных стержней см. [42, 61].
6. Расчет элементов металлических конструкций на поперечную силу
Балки рассчитываются на прочность, жесткость и устойчивость.
Условие прочности определяется формулой
«=№—<145>
w нт
где Ми — расчетный изгибающий момент;
WHm — момент сопротивления нетто сечения.
Для составных балок обязательна также проверка касательных напряже-
ний в сечениях с наибольшей поперечной силой по формуле
(146)
где Q — поперечная сила в рассматриваемом сечении балки;
S — статический момент брутто полусечения относительно нейтральной
оси;
J — момент инерции брутто всего сечения;
— толщина одной или двух (в коробчатой балке) стенок.
Для предварительного определения т можно пользоваться приближенной
формулой
где h — высота стенки балки.
Если в поперечном сечении балки имеют место одновременно большие
значения Мп и Q, то необходимо проверить значение наибольшего приведенного
напряжения по формуле
слр = ]/а!-РЗ^<[з], (148)
где и тг — напряжения на уровне крайнего волокна стенки в сварных
и на уровне поясных заклепок в клепаных балках.
В случае эксцентричного (относительно продольной осн симметрии) при-
ложения сил к балке в ней, кроме нормальных напряжений поперечного из-
гиба, возникают дополнительные напряжения стесненного кручения.
Если у коробчатых балок замкнутого (двухсвязного) сечения добавочные
напряжения, как правило, невелики, то у так называемых одпосвязных сече-
ний (двутавр, тавр, швеллер, уголок и т. п.) они могут достигать значительных
188
величин, а потому должны учитываться при расчете. При стесненном кручении
скручивающий момент вызывает искривление поперечных сечений балки,
вследствие чего происходит ее изгиб в горизонтальной плоскости, а при скру-
чивании коробчатых балок имеет место еще и дополнительный изгиб стенок
в вертикальной плоскости: одной — вверх, а другой — вниз. Возникающие
при этом крутящий момент Мк и изгибающий гор определяются в зависимости
ют рода нагрузки, конструкции опорных закреплений, профиля поперечного
сечения, а также положения сечения балки, напряжения в котором опреде-
ляются. Схемы балок с приложенными к ним скручивающими нагрузками
я формулы для определения моментов Мигор приведены в табл. 79.
Таблица 79
Схемы балок со скручивающими нагрузками и формулы для определения наибольших
значений Мигор при стесненном кручении (10]
Схема загружен ни балки Наибольший изгибающий момент Musop
В этих формулах коэффициент
<|54>
Здесь Ло — расстояние между центрам
(фиг. 120);
£. — 2,1 • 10® кГ.см1—модуль упругости стали;
= 8 • 105 кГ/сж2— модуль сдвига стали;
Л — момент инерции сечения относительно вертикальной оси;
Л- —: момент инерции сечения при кручении.
Для замкнутого коробчатого сечения (фиг. 120, а)
(155)
где Ао — расстояние между серединами вертикальных стенок;
6Я — толщина поясного листа;
бг — толщина вертикальной стенки;
0 — поправочный коэффициент, принимаемый равным 1 для сварных и
0,3 для клепаных балок.
Для односвязных сечений (фиг. 120, б)
= (156)
О
где А и 6С — соответственно высота (ширина) и толщина прямоугольников,
из которых составлено сечение;
0 — поправочный коэффициент (табл. 80).
Сопоставляя формулы (155) и (156), нетрудно убедиться в том, что способ-
ность балок с равновеликими по площадям односвязпыми и замкнутыми короб-
чатыми сечениями сопротивляться
скручиванию весьма различна, по-
этому при работе балок на кручение
коробчатые сечения предпочтитель-
нее одностенчатых.
При пользовании формулами
табл. 79, содержащими гиперболичес-
Таблица 80
Значения поправочного коэффициента Д
для односвязных сечений |61|
I П
। Характеристика Салок Р г
Фиг. J20. Схемы к расчету балок на круче-
ние: а — коробчатое (двухсвязное) сечение;
б—двутавровое (односвязное) сечение.
i
Прокатные швеллеры н тавры. . 1,1
Прокатные двутавры ......... 1,3
Составные сварные двутавровые
балки с ребрами жесткости, при-
варенными к вертикальному и го-
ризонтальным .1 и стам . .... 1,5
Составные клепаные двутавро-
вые балки без горизонтальных
(поясных) листов. . .....I 0,25
Составные клепаные двутавро-1
I выс балки с горизонтальными (поя-
I сними) листами . . । 0/5
о* _
кие функции, следует помнить, что уже при аргументе л=3 значения sh х~—=—
и ch х — отличаются всего лишь на 0,4%, поэтому для значения аргу-
мента х >= 3 с достаточной степенью точности можно принимать
ех
shx—-chxc^^.
В этом случае формулы табл. 79 для Миг0р могут быть значительно упрощены.
Наибольшие дополнительные нормальные напряжения, возникающие от
кручения, определяются по формуле
___гор
(157>
где — момент сопротивления сечения относительно вертикальной оси.
Наибольшие скалывающие напряжения при кручении балки замкнутого
коробчатого сечения
(158>
для балки с односвязным сечением
МЛ
Л
(159)
где Л4К — крутящий момент в данном сечении;
FQ = — площадь прямоугольника, образованного реями поясов и
стенок (фиг. 120, а).
Наибольшая величина тк будет в середине элемента сечения, имеющего
наибольшую толщину (у двутавровой балки, например, в середине полки).
Общая устойчивость балок проверяется по формуле
’ = (160)
где фб — коэффициент уменьшения допускаемых напряжений при проверке
общей устойчивости балки [42, 61];
Ми — расчетный изгибающий момент в балке.
Проверка общей устойчивости балок не требуется в следующих случаях:
а) при наличии настила, прикрепленного к сжатому поясу балки и препят-
ствующего повороту ее сечений;
б) для балок двутаврового сечения при отношениях свободной длины
сжатого пояса I к его ширине Ь, не превосходящих величин, указанных в
табл. 81.
Таблица 81
Наибольшие значения отношения при которых нс требуется проверка
общей устойчивости балок двутаврового сечения [611
при нагрузке
по верхнему
поясу
при нагрузке
по нижнему
попсу
Ст. 0, Ст. 2, Ст. 3, Ст. 4 . 16 25
Ст. 5 . . 14 22
ЮХСНД (СХЛ-4); ЮХСНД (НЛ2); 10ХГСНД (МС-1) 12 18
Проверка местной устойчивости элементов балок производится для вер-
тикальных стенок и сжатых поясов.
Потеря устойчивости вертикальной стенки возможна под действием сле-
дующих факторов:
а) касательных напряжений от изгиба;
б) нормальных (сжимающих) напряжений от сосредоточенной нагрузки,
приложенной к верхней кромке стенки (нагрузка от давления ходовых колес):
в) нормальных (сжимающих) напряжений от изгиба и осевого сжатия (бал-
ки рампых и других конструкций).
До проверки местной устойчивости стенки необходимо сначала разместить
ребра жесткости, а затем вычислить критические напряжения и проверить
запас устойчивости для полученных таким образом отсеков.
Укрепление стенки может производиться ребрами:
а) вертикальными (главными), поставленными на всю высоту стенки;
б) вертикальными — главными и промежуточными (короткими), поставлен-
ными в сжатой зоне стенки;
в) вертикальными и горизонтальными (продольными), поставленными
в сжатой зоне стенки.
Если стенка балки укреплена только вертикальными (поперечными) реб-
рами и главное влияние имеет поперечная сила, а влиянием изги-
бающего момента можно пренебречь (фиг. 121, а), то критические касательные
напряжения в ней определяются как для прямоугольной пластинки, опертой
по контуру, по формуле
.„ = [1020- 760|'4)’]^'Г 10* «Г/ (161)
191
с учетом упругого защемления стенки
trp = l,25[1020-'-760^yi(-'-;’ 101»»
Г1250 - 950 i -Y1: -f-V ю* кГ:
(16Ja)
где а и b — соответственно большая и меньшая стороны прямоугольника»
в данном случае расстояния между вертикальными ребрами и
горизонтальными поясами балки;
— толщина пластинки (в данном случае — стенки балки).
Расчетная высота стенки Ло принимается в сварных балках равной расстоя-
нию между поясными швами, а в клепаных балках — между рисками поясных
уголков.
Местная устойчивость стенки обеспечивается при соблюдении условия
п0 = (0,80 ч- 0.85) п, (162>
где л0 — запас местной устойчивости;
и — запас прочности.
Напряжение т определяется по формуле (147), в которой Q можно принять
равным среднему значению поперечной силы на участке балки между двумя
ребрами жесткости.
Фиг. 121. Схемы к расчету стенки балки на устойчивость
при действии: а — касательных напряжений; б — нор-
мальных напряжений.
Расстояние между вертикальными ребрами жесткости должно быть не
более 2Л(| и не более 3 м. В стенке, укрепленной только поперечными ребрами
жесткости, размер Ьр выступающей части парного симметричного ребра дол-
жен быть
;-40)
толщина ребра — не менее 1/16 Ьр.
При действии одних касательных напряжений укрепление стенки ребрами
жесткости не требуется при ~ 80 для малоуглеродистых сталей и при
ос
65 для сталей ИЛ.
Ос
Если главное влияние имеют нормальные напряжения,
а касательными можно пренебречь (фиг. 121, б), то для пластинки, свободно
опертой по контуру, критические нормальные напряжения равны
aKf=k 10‘ = 4540 кГ (163)
с учетом упругого защемления стенки
вч,=6300«1‘’-У ЮкГ-см1. (163а)
Расчетная высота стенки определяется так же, как при подсчете хкр.
Местная устойчивость стенки обеспечивается при соблюдении условия
По = °? ’й (0,80 ч- 0,85) п. (164)
Здесь о — напряжение сжатия, определяемое по формуле (145). Если длина
проверяемого отсека не превосходит его высоты, то о определяется по среднему
значению изгибающего момента в пределах отсека; если длина отсека превос-
ходит его высоту, то о вычисляется по среднему значению момента для наибо-
лее напряженного участка с длиной, равной высоте отсека [42].
Нормальные напряжения нс требуют укрепления стенки дополнительными
(помимо необходимых по условиям действия касательных напряжений) реб-
рами жесткости при 140 для малоуглеродистых сталей и при 120
для сталей НЛ.
При учете упругого защемления стенки в поясах [см. формулу (163а)] стенку
не требуется укреплять от потери устойчивости дополнительными ребрами жест-
кости при — 160 для Ст. 3 и 135 для сталей НЛ [611. В необходимых
случаях укрепление стенки производится продольными ребрами жесткости,
которые ставятся в ее сжатой зоне на расстоянии (0,2-: 0,25) й0 от края (см.
фиг. 121). При наличии продольных ребер необходимый момент инерции сече-
ния поперечного ребра определяется по формуле
J=3ht№. (165)
Необходимый момент инерции сечения продольного ребра жесткости равен
/=2,5 0,45," (166)
но принимается не менее 1,5 й(|б’ и не более 7/i0dJ.
Определение запаса местной устойчивости для обеих пластинок, разгра-
ниченных продольным ребром жесткости, см. [42, 61].
При совместном действии нормальных и касательных напряжений запас
местной устойчивости может быть вычислен по формуле
т \°кр; • *кр!
и во всех случаях должен быть не менее (0,8 -ь 0,85) «, где л — запас проч-
ности (см. табл. 28).
В цевочных барабанах, где давления катков поворотной части крана
передаются через рельс и верхний пояс на вертикальную стенку барабана,
последняя должна быть проверена на местную устойчивость. Местные напря-
жения при этом определяются по формуле
»=-£• (|б8>
(169)
с = 3,25 для сварных и прокатных и 3,75 для клепаных балок;
J „ — сумма моментов инерции рельса и пояса относительно их собствен-
ных осей, а в случае приварки рельса к поясу — относительно общей
нейтральной оси рельса и пояса.
Для стенки цевочного барабана достаточно сделать проверку устойчивости
при действии только местных напряжений смятия и при этом принять коэф-
фициент запаса равным 2, тогда допускаемые местные напряжения смятии
торцовой поверхности будут равны
1,5ст
-’2 ’ =0,75j7.
Во избежание слишком частого расположения вертикальных главных
ребер в цевочных барабанах рекомендуется ставить между ними промежуточ-
ные короткие ребра длиной не менее 0,3 высоты стенки; ширина выступающей
части этих ребер должна быть не менее 0,7 ширины основных ребер.
7 Портальные краны
Торцы главных ребер стенки цевочного барабана необходимо плотно при-
гонять к его верхнему поясу.
Если стенки балок находятся в условиях совместного действия изгиба и
сжатия, то эпюра нормальных напряжений в стенке (фиг. 122) характеризуется
параметром
а с
vmax min
а =----------- .
шах
где а„.ах и om)n — расчетные напряжения в крайних волокнах стенки в среднем
между двумя ребрами сечении.
О mtn. а ^2 съ*{
Фиг. 122. Эпюры нормальных напряжении при совместном действии изгиба и сжатия.
Критические нормальные напряжения в этом случае определяются по
формуле (163). Здесь k зависит от параметра а, принимаемого по табл. 82.
Запас устойчивости вычисляется по формуле (164).
Таблица 82
Величины коэффициентов к в формуле (163) в зависимости от параметра п [61]
i а 0 0,2 0,4 950 0,6 0Л ' 0,8 i ю 1,0 1630
i k 760 840 1085 1165 12.55 I 1360 1480
а 1,3 1,4 1,5 1,6 1,7 1,8 1,9 2,0
k 1800 2000 2235 2560 2920 3300 3700 4120 4540
Фиг. 123. Допустимые по условию устойчивости соотношения размеров сжатых
поясов балок.
Укрепление стенки, если требуется, производится продольными ребрами
жесткости.
На фиг. 123 приведены предельные соотношения размеров сжатых поясов
сварных и клепаных балок, допустимые по условию их местной устойчивости.
194
7. Соединения и стыки
Заклепочные и болтовые соединения применяются только в монтажных
стыках и узлах, когда это вызывается требованиями перевозки конструкций
по железным дорогам (ограничение габаритов) или условиями их монтажа.
В этом случае на заводе, как правило, изготовляются сварные секции (марки),
размеры которых определяются указанными выше условиями. Марки достав-
ляются на монтажную площадку, где они склепываются или сбалчиваются
в узлах и стыках. Применение такого комбинированного способа изготовления
металлических конструкций позволяет достигнуть заметной экономии в весе
(до 15%) и уменьшить затраты на изготовление по сравнению с клепаными кон-
струкциями.
Классификация основных типов сварных швов, их форма и размеры,
а также конструктивные элементы подготовки кромок свариваемого металла
Фиг. 124. Сечения швов при ручной и автоматической сварке: а — ручная свар-
ка; б — автоматическая сварка с нормальным проваром; а — то же с глубоким
проваром.
приведены в ГОСТ 5264—58. Условные обозначения сварных швов на черте-
жах приведены в ГОСТ 5263—58.
Листовые конструкции свариваются в стык, без накладок или прокладок,
снижающих усталостную прочность соединения. Корень шва должен быть
обязательно подварен, а концы шва должны быть выведены за пределы стыка
(на планки).
Стыки сжатых элементов следует выполнять прямыми. Стыки растянутых
элементов назначаются прямые или косые в зависимости от способа сварки
и принятого способа контроля качества сварных швов, 142]. При автоматиче-
ской сварке под флюсом, а также при ручной и полуавтоматической сварке
с применением повышенных способов контроля (электромагнитные, просве-
чивание и др.) стыковые швы растянутых элементов считаются равнопроч-
ными с основным металлом и могут выполняться прямыми. Если же при руч-
ной или полуавтоматической сварке применяются обычные способы контроля
(наружный осмотр, заснерловка, замеры размеров и т. п.), то стыковые швы
выполняются косыми, а требуемая длина их определяется расчетом по формуле
<170>
где 3 — расчетная продольная сила, действующая на соединение;
а — угол между направлениями действующей силы S и косого
шва;
6 — наименьшая толщина соединяемых элементов;
[<*/>»] — 0,85 [о|—допускаемое напряжение растяжения в стыковом шве,
принимаемое при обычных методах контроля качества
швов;
[о] —допускаемое напряжение в основном металле (см. гл. II
первой части).
Швы в стык, работающие на изгиб, рассчитываются по формулам, уста-
новленным для целого сечения, с допускаемыми напряжениями, назначаемыми
согласно указанному выше.
На фиг. 124 схематически показаны сечения угловых швов при ручной
и автоматической сварке под флюсом. Глубина провара при автоматической
сварке получается значительно больше, чем при ручной, поэтому катеты
угловых швов при автоматической сварке назначаются меньшей величины.
Все соединения угловыми швами при работе присоединяемого элемента на
осевую силу рассчитываются на срез по формуле
у ' г---- [ 'Ш ].
(171)
где т;и = tuthm —расчетная высота сечения шва (табл. 83);
htu — меньший катет шва;
1Ш — длина шва;
[тт] -- допускаемое напряжение среза в угловых швах, прини-
маемое при * ' чной сварке электродами Э42 и Э42А и авто-
матической сварке при расчете на прочность равным 0,71 о)
и при расчете на выносливость — 0,7 [агА1;
— наибольшее расчетное усилие, определяемое по действую-
щим нагрузкам или из условия равнопрочности соединения
с сечением присоединяемого элемента; при этом, если стер-
жень растянут, то наибольшее допускаемое усилие
S = (172)
если сжат, то
£ = э[з]Г. (173)
Расчетная длина углового шва принимается равной полной длине за
вычетом 10 мм на непровар и должна быть не менее 60 мм и не менее шести
катетов шва. Катет углового шва должен быть не менее 4 мм и не более 1,26
(6 — наименьшая толщина соединяемых элементов). Наибольшая расчетная
длина флангового шва в соединениях, работающих на осевое усилие, не должна
быть более 50Аш.
В коробчатых балках, свариваемых автоматами, обычно накладываются
только наружные поясные швы, катет которых принимается равным толщине
стенки балки.
Напряжения в непрерывных поясных швах двутавровых балок опреде-
ляются по формуле
(174)
где Q и J — расчетная поперечная сила и момент инерции брутто всего
сечения;
8п — статический момент пояса балки относительно се нейтральной
оси;
- - условная длина зоны распределения давления Р подвижного
сосредоточенного груза (см. формулу (169)1.
В местах приложения неподвижной сосредоточенной нагрузки рекомен-
дуется ставить ребра жесткости с пригнанными к верхнему поясу торцами;
в этом случае проверка поясных швов па местное давление не производится.
Прочность поясных швов двустенчатых (коробчатых) балок проверяется
по формуле (174), но без учета влияния сосредоточенного давления (Р = 0).
Сварные соединения металлических конструкций кранов тяжелого и весьма
тяжелого режимов работы должны быть дополнительно проверены на вынос-
ливость.
Монтажные стыки балок двутаврового и коробчатого сечений обычно
-выполняются на заклепках или чистых болтах (фиг. 125). Расчет таких стыков
на прочность производится по наибольшим действующим нагрузкам или из
J96
условия их равноцрочности с основным сечением балки с учетом ослабления
его отверстиями. Число заклепок или чистых болтов, необходимых для соеди-
Таблица 83
Величина tm = -z-^- отношении
расчетных высот сечений угловых швов
к меньшему катету |61|
Отноше-
ние
большего
катета
к мень-
шему
b-hlu
1,0
1,5
________________(ш_________________
Ручнам н полу- 1 .
автоматическая Автоматическая
сварка сварка
для | для для для
прямых вогнутых прямых погнутых
ШВОВ ШВОВ I швов швов
1,0
1,0
2,0
2, 5 и
бо.чее '
нения поясного листа балки, опреде-
ляется по формуле
(175)
где Sn — усилие, приходящееся на один пояс балки и определяемое по дей-
ствующему изгибающему моменту или из условия равнойрочности
стыкового соединения с сечением нетто листа;
[WaJ — наименьшее допускаемое усилие на одну заклепку или на один
чистый болт, определяемое из условия смятия или среза.
Из расчета на смятие
[W,| = d8„[,f.,]=rfi,2P], (176)
где d—диаметр отверстия;
6„ —толщина поясного листа;
[агм] —допускаемое напряжение на смятие, принимаемое равным 2[о];
из расчета на срез
№ = 'г№ (177)
где i — число плоскостей среза;
[т8]—допускаемое напряжение среза, принимаемое равным 0,85 [ст] для
заклепок и 0,75 [о] для чистых болтов, поставленных в отверстия:
а) сверленые на проектный диаметр в собранных элементах;
б) сверленые на проектный диаметр в отдельных деталях и элементах по
кондукторам;
в) сверленые или продавленные на меньший диаметр в отдельных деталях
с последующей рассверловкой до проектного диаметра в собранных элементах.
Число вертикальных рядов заклепок или чистых болтов в стенках балок
(фиг. 126) определяется по формуле
тс =
(178)
где WCHm — момент сопротивления нетто вертикальной стенки балки;
z, — расстояние между крайними горизонтальными рядами заклепок
или болтов;
— сумма квадратов расстояний между горизонтальными рядами,
равноотстоящими от нейтральной оси балки:
[<т] — допускаемое напряжение в основном металле.
Для того чтобы иметь возможность поддержать изнутри головки заклепок
или болтов при стыковании корсбчатых балок замкнутого сечения, в их стен-
Фиг. 126. Схема к расчету заклепоч-
ных млн болтовых соединений верти-
кальных стенок балок.
ках делаются вырезы, закрываемые после
монтажа накладками (фиг. 125).
В случае необходимости стыки прове-
ряются на выносливость, при этом вместо
[о] принимается [о,.Д.
Расчет заклепок или чистых болтов,
присоединяющих элементы решетки ферм
к узлам, можно производить по формулам
(176) и (177).
Шаг поясных заклепок а клепаных ба-
лок проверяется по формуле
а«:- —(179)
/wr+'тГ
где [ Л'3] — наименьшее допустимое усилие на одну заклепку из условия ее
среза или смятия;
а — коэффициент, принимаемый равным 0,4 в случае, если вертикаль-
ная стенка пристрогана к верхнему поясу, и 1.0 — при отсутствии
пристрожки стенки.
Комбинированные соединения, в которых часть усилия воспринимается
заклепками, а часть — сварными швами, в металлических конструкциях
кранов не допускаются.
В связи с применением коробчатых и. трубчатых профилей широкое рас-
пространение для монтажных стыков получили
болтах (порталы, рамные каркасы, колонны и
пр.). При этом считают, что сжимающие уси-
лия воспринимаются механически обработанны-
ми фланцами, а растягивающие — соединитель-
ными болтами.
Если момент, действующий в месте стыка,
равен Л4„, то усилие от этого момента па один
болт крайнего, наиболее нагруженного ряда
фланцевого соединения будет равно (фиг. 127)
фланцевые соединения на
___ _ AfjjZi
— Ч -. ..-I- w*,
Фиг. 127. Схема к расчету бол-
(180) топ фланцевого соединения.
..., гт — расстояния между горизонтальными рядами болтов, рав-
ноотстоящими от оси симметрии стыка;
я», л2, ..., пт — количество болтов л каждом ряду.
Для этих соединений применяются болты из стали марки 45 нормали-
зованной (от = 30 кГ/мм2\ — 60 кГ/мм2). Обычно принимают, предва-
рительное напряжение от затяжки болта [62]
з^ —(0,4 -ь0,5) аГр,
где Gtp — предел текучести материала болта при растяжении.
Величина затяжки при монтаже
Т = a
где F — площадь поперечного сечения нарезанной части болта.
Расчетная нагрузка на болт с учетом затяжки
S = T //>, (181)
где Р — нагрузка па болт от действия растягивающей силы:
198
X — коэффициент, характеризующий упругие свойства соединения, при-
нимаемый равным х “ 0,2 4-0,3.
Растягивающие напряжения в нарезанной части болта
S
а~ /
Дополнительный момент, скручивающий болт при затяжке,
MK^Tdzkt (182)
где d0 — диаметр резьбы;
k —коэффициент трения, обычно принимаемый равным 0,12.
Касательные напряжения при скручивании болта
____/И*
0,2</’ ’
где dy — внутренний диаметр нарезки болта.
Приведенные напряжения от растяжения и кручения
° пр г ° 'К •
Коэффициент запаса статической прочности
in = l,O.
-лр
В последнее время находят применение соединения на высокопрочных
болтах, в которых передача сдвигающих усилий происходит исключительно
за счет трения между соединяемыми элементами. Высокопрочные болты уста-
навливаются в отверстиях с зазором. Для предохранения поверхностей соеди-
няемых элементов от смятия под гайки и головки этих болтов ставятся терми-
чески обработанные шайбы. Специальные средства стопорения в соединениях
на высокопрочных болтах (пружинные шайбы, шплинты, кернение и т. п.)
не применяются.
В табл. 84 приведены основные характеристики высокопрочных болтов,
гаек и шайб.
Основные характеристики высокопрочных болтов, гаек и шайб
1>олты Г айки Наружный
ГОСТ 779К-55 ГОСТ 5915-51 диаметр
Ml 6 Ml 6 40
М20 М20 45
М24 М24 55 1
Примечание. Материал — сталь 40Х,
= 297- 302. шайб — до НВ — 268—2S5.
Шайбы I Максимальный допустимый диаметр отверстия иод болт, мм
Внутренний диаметр Толщина
4 18
6 23
6 27
ГОСТ 4543—57. Термообработка болтов и гаек НВ —
При расчетах соединений на высокопрочных болтах принимается, что
при растяжении — сжатии усилие распределяется между отдельными бол-
тами равномерно, а при изгибе—согласно эпюре напряжений. Установка
в ряд более 5 болтов не рекомендуется. В полустыке надлежит ставить не
менее двух болтов.
Расчет соединений на высокопрочных болтах производится по нагрузкам
2-го случая.
Проверка на выносливость по 1-му случаю нагрузок производится только
для соединяемых элементов в месте ослабления отверстиями под болты. При
199
этом эффективный коэффициент концентрации напряжений принимается рав-
ным 1,25.
Расчетное усилие на один болт, которое может быть воспринято каждой
поверхностью трения соединяемых элементов из условия сдвига, определяется
по формуле
Nt = Pf, (183)
где Р — усилие затяжки болта;
f — коэффициент трения между соединяемыми поверхностями; / = 0,42
при пескоструйной или огневой очистке поверхностей; f — 0,35 при
ручной очистке стальными щетками.
Усилие затяжки высокопрочных болтов принимается в зависимости от механи-
ческих свойств их материала после термической обработки и не должно пре-
вышать 55% от разрушающей нагрузки при разрыве болта 1, т. е.
Р<0,55сяГшм, (184)
где о« — предел прочности материала болтов после термической обработки;
FMm—площадь сечения болта нетто (по резьбе).
1 Технические услови
ция, 1959 г.), пп. 114. 115,
ГЛАВА П
УКОСИНЫ
8. Укосины с уравнительным полиспастом
В отличие от шарнирно-сочлененных укосин, состоящих из нескольких
звеньев, укосины с уравнительным полиспастом имеют только одно звено —
прямую стрелу, которая обычно представляет собой пространственную стерж»
невую конструкцию, образованную плоскими фермами. Фермы связаны между
Фиг. 128. Стрела с уравнительным полиспастом докового крана грузоподъемностью
7,5 Т\ а — металлическая конструкция; б —схема расположения канатов на крапе.
собой в нескольких поперечных плоскостях раскосами и листовым
фрагмами.
Поскольку прямые стрелы не испытывают кручения, нх часто (особенно
в кранах малой грузоподъемности) делают безраскосными.
Как указано выше, имеются примеры успешного применения коробчатых
(фиг. 108) и трубчатых стрел.
На фиг. 128, а представлена металлическая конструкция клепаной стрелы
с уравнительным полиспастом докового портального крана грузоподъемностью
7,5 Т и наибольшим вылетом 16,875 л. Пояса стрелы выполнены из двух
201
5^4=^
портального крана грузоподъемностью 5 Т с уравнительным полиспастом, выполненная из труб.
уголков в виде тавра, решетки треугольные из одиночных уголков. Монтажные
стыки отсутствуют, так как стрела целиком вписывается в габарит железно-
дорожного состава. Для доступа к концевым блокам на верхней плоскости
стрелы крепится лестница с перилами (на фигуре не показана). Кроме грузовых
блоков /, на конце стрелы имеются два блока 2 уравнительного полиспаста.
Опорами стрелы служат: с одной стороны — шарниры 3t которыми она кре-
пится к каркасу, и с другой — шатуны подъемного механизма (шарниры 4),
Фиг. 130. Коромысло подвижного противовеса стрелы, изображенной на фиг. 129.
На фиг. 128, б показана схема расположения грузовых канатов 5 и ка-
натов 6, поддерживающих противовес 7, уравновешивающий стрелу.
На фиг. 129 изображена сварная решетчатая стрела портального крана
с вращающейся колонной грузоподъемностью 5 Г с максимальным вылетом
30 л< завода ПТО им. Кирова, все элементы которой изготовлены из стальных
труб. В целях унификации примененного сортамента сечения поясов приняты
постоянными по длине, а сечения всех раскосов — одинаковыми. Пояса вы-
полнены из горячекатаных труб 114 х 8, раскосы — из холоднокатаных труб
54 х 6; фасонки и прочие конструктивные элементы выполнены из стали
марки Ст. 3.
Металлическая конструкция коромысла подвижного противовеса этого
крана приведена на фиг. 130.
На фиг. 131 показана сварная стрела портального крана с вращающейся
колонной грузоподъемностью 3 Т с максимальным вылетом 25 м завода ПТО
203
Фиг. 131. Безраскоспая стрела портального крана грузоподъемностью 3 Т с уравнительп
им. Кирова, все плоскости которой выполнены в виде безраскосных ферм,
благодаря чему упрощается ес изготовление.
Опорами этих стрел служат нижний шарнир, посредством которого стрела
сочленяется с колонной, и рейка механизма изменения вылета. Вес стрелы
уравновешивается противовесом, который прикрепляется к коромыслу, свя-
занному со стрелой оттяжными канатами.
Фиг. 132. Графический расчет стрелы крана с уравнительным полиспастом:
а — определение опорных реакци '*; б определение усилий в стержнях ферм.
На стрелу в плоскости ее качания действуют нагрузки:
ф<2 — вес груза и его захватного устройства с учетом коэффициента
динамичности ф (см. п. 2, часть третья); направление этого усилия
принимается с учетом возможного отклонения грузовых канатов
от вертикали в плоскости качания на угол а (см. п. 6, часть первая);
Sq = фЯ усилие в грузовых канатах от веса груза и его захватного устрой-
ства (i — кратность полиспаста);
So усилие в оттяжных канатах;
Gc — собственный вес стрелы;
Р„ —сила давления ветра, действующая в плоскости качания.
Перпендикулярно к плоскости качания стрелы действуют нагрузки:
Т = Qtga- усилие, вызванное отклонением грузовых канатов от вертикали
на угол а в плоскости, перпендикулярной плоскости качания;
?! — касательная сила инерции, возникающая при пуске или тормо-
жении механизма поворота и рассматриваемая как сосредоточен-
ная в центре тяжести стрелы или распределенная по ее длине;
Р’л — сила давления ветра, действующая перпендикулярно плоскости
качания стрелы.
Расчет ведется в соответствии с комбинациями нагрузок по табл. 24.
Для определения наибольших усилий в стержнях стрелы рассматривается
несколько ее положений.
Силы инерции стрелы при ее качании в расчете не учитываются ввиду
их незначительности.
При расчете стрелы по фиг. 128 могут быть приняты следующие предпо-
сылки:
а) пространственная система стрелы считается статически определенной
как внутренне (поперечные диафрагмы в расчете не учитываются), так и
внешне—относительно опор;
б) все горизонтальные силы, действующие на стрелу перпендикулярно
плоскости качания, воспринимаются только ее верхней решеткой.
Схема приложения сил натяжения канатов, действующих на одну главную
ферму стрелы в плоскости ее качания, представлена на фиг. 132. Из этой схемы
видно, что в центре грузового блока приложены силы:
205
= ip 2 — половина веса груза и его подвески с учетом коэффициента ди-
намичности ф;
Sq^P —натяжение грузового каната;
So = ----натяжение оттяжного каната, поддерживающего противовес и
прикрепленного с другой стороны к концу стрелы (Gnp — вес
противовеса). *
В центре блоков уравнительного полиспаста, насаженных на различные
с грузовыми блоками оси, приложена равнодействующая натяжения канатов
этого полиспаста
$„ = 2ф =М<2.
а)
О
Фиг. 133. Расч пая схема стрелы, приведенной на
фиг. 129: а — схема приложения нагрузок; б —
расчетная схема сил, действующих в плоскости ка-
чания стрелы; в - то же в плоскости, перпендику-
лярной плоскости качания; г — схемы деформа-
ций стрелы.
Для определения опорных реакций складываем графически силы Р,
Sq и 5о, сходящиеся в одной точке — центре грузовых блоков D, и продолжаем
линию действия их равнодей-
ствующей до пересечения с
линией действия силы S„ r точ-
ке Е. Перенеся силы и S„ в
эту точку и сложив их, находим
общую равнодействующую всех
сил Р. Поскольку реакция
подвижной опоры будет направ-
лена по оси шатуна ВС, то. про-
должив линию ее действия до пе-
ресечения в точке F с линией
действия равнодействующей R,
найдем направление AF и вели-
чину реакции рА неподвижной
опоры. Усилия в стержнях глав-
ных ферм стрелы находятся пост-
роением диаграммы Максвелла —
Кремоны (фиг. 132, б), из которой
видно, что в основном пагружепы
пояса ферм и стержень АВ, вся
же решетка почти нс нагружена.
Усилия в стержнях главных
ферм от собственного веса стрелы
и давления ветра, действующего
в плоскости ее качания, также
определяются графически.
При расчете верхней решет-
ки и поясов стрелы должны
быть учтены горизонтальные си-
лы Г и TY (см. стр. 205), дейст-
вующие перпендикулярно пло-
скости ее качания.
Сила давления ветра Рт, дей-
ствующая на стрелу перпенди-
кулярно плоскости ее качания, нагружает верхнюю решетку и, кроме того, вы-
зывает в верхних поясах главных ферм дополнительные усилия, которые
должны быть учтены при определении в них наибольших расчетных уси-
лий.
Схема нагрузок на стрелы, изображенные па фиг. 129 и 131, приведена
на фиг. 133, а. Для каждого расчетного положения все силы, приложенные
к стреле в плоскости ее качания, проектируем на оси х и у (фиг. 133, б); при
этом получаются системы продольных (сжимающих) и поперечных (изгибаю-
щих) сил. При рассмотрении поперечного изгиба опоры стрелы принимаются
206
в точках А (нижний шарнир) и Б (узел крепления рейки механизма изменения
вылета).
Проекции сил, приложенных к верхнему концу стрелы (точка О) на оси
х н у (для случая, когда Sq ifQ), равны
Хо= Sq [cos 7 — sin (? qz a)J, Уо = SQ [sin 7 — cos (? zjz a)],
где Sq и у — усилие в сбегающем конце грузового каната и угол его наклона
к оси стрелы.
Проекции силы So (усилия в оттяжном канате), приложенной в точке В,
X/j=Socos8, Ул = So sin о.
Проекции силы Sp (усилия в рейке), приложенной в точке S,
X^=S?cos!?, y/;=SPsin?.
Собственный вес стрелы можно с достаточной степенью точности считать
равномерно распределенным по ее длине, т. е. ее погонный вес
где Gc и I — вес и длина стрелы.
Тогда продольная сжимающая сила и изгибающий момент от сил, дей-
ствующих на стрелу в сечении, находящемся на расстоянии х от точки О —
верхнего ее конца, будут равны (без учета ветра):
а) в плоскости качания (фиг. 133, б)
N'x = — £Xf— ^xsin?. (185)
м; = у Y, (х - х.) — cos!, (186)
где У,- — проекция Ай силы, приложенной к стреле на расстоянии xf-
от точки О, на ось у\
ZYi(x — х,-) — сумма моментов всех сосредоточенных сил, приложенных
-к стреле слева от рассматриваемого ее сечения, относительно
этого сечения;
EXf — сумма проекций всех сосредоточенных сил, ующих
•слева от рассматриваемого сечения, на ось х;
б) в плоскости, перпендикулярной плоскости качания (фиг. 133, в),
= + \Тх (187)
Сила, сжимающая пояс стрелы, будет в рассматриваемом сечении равна
N^(i <»«8)
где hх — высота вертикальной фермы в рассматриваемом сечении, измерен-
ная по ее геометрической схеме;
Ьх—ширина стрелы по геометрической схеме в этом же сечении;
О — угол между осью пояса и продольной осью стрелы.
Для соответствующих комбинаций нагрузок к усилию Nx должно быть
прибавлено сжимающее усилие в поясе стрелы от давления ветра:
а) в плоскости качания стрелы
’ (189)
б) перпендикулярно плоскости качания стрелы
N„=±-g, (190)
xtt — давление ветра на верхнюю и боковую плоскости стрелы,
равное Fx или р<,Гх (см. п. 5, часть первая);
ря —давление ветра на 1 м2 площади фермы;
Fx и F'x — расчетные наветренные площади ферм (от вершины стрелы О
до рассматриваемого сечения).
При проверке общей устойчивости от действия сжимающих сил в верти-
кальной плоскости стрела рассчитывается как стержень с шарнирными опо-
рами в точках А и Б [61], а в плоскости, ей перпендикулярной, как стержень
Фиг. 134. Схемы и эпюры к расчету безраскосной фер-
мы стрелы: а, б — эпюры изгибающих моментов и уси-
лий в элементах стрелы; в — схема расположения
с одним заделанным и дру-
гим свободным концом.
Влияние поперечного из-
гиба на устойчивость стрелы
можно приближенно учесть,
рассматривая пояса как вне-
центренно сжатые стержни с
эксцентриситетами б и dj при-
ложения сжимающей их силы
N (фиг. 133, г), соответствую-
щими прогибам стрелы от
поперечной нагрузки. Опре-
деление <рян производится с
учетом приведенной гибкости
[42, 61] и переменности
сечения стрелы по ее длине
(см. табл. 76 и 77). Гибкость
стрел в целом не должна пре-
вышать 120, раскосов и стоек—
150, связей—200.
Плоские фермы безрас-
косных стрел (фиг. 134) вну-
тренне и раз статически неоп-
ределимы (и — число пане-
лей). Точный расчет таких
ферм [17] связан с большой
вычислительной работой, по-
этому ниже приводится мето-
дика их приближенного рас-
чета Г
В безраскосных фермах
пояса и стойки испытывают
изгиб, причем изгибающий
момент внутри панели меняет
знак (фиг. 134, а). Кроме то-
го, пояса ферм испытывают
осевые усилия (фиг. 134, б).
Если в нулевых точках поя-
сов условно принять шар-
условных шарниров; г — схема расчетных нагрузок. ниры, ТО получим систему,
показанную на фиг. 134, в.
Полагая узлы фермы абсолют-
но жесткими и длины панелей /,• //т1,для t-й панели можно написать
I. ____________li_____________ 1
1 I Л ^Jicphi-i 4- li ’ j fl QI A
^Ji-> Zfitphi + SJili
где JJ-t — моменты инерции стоек, ограничивающих r-ю панель:
= 0,5 (Jie -|- JiH)—полусумма моментов инерции верхнего й
нижнего поясов /-й панели.
1 Приведенные ниже формулы предложены инж. Н. А. Барановым по исследованиям
доц. Пясецкого В. В.
208
В частном случае для фермы с параллельными поясами & -= 0,5 Ц
Для крайних панелей (панели 1-я и л-я)
(192)
(193)
1 • 1 J1 Jicpho Ч ~
г Л icphi Ч~ ’V1/1
I’ ___________________(л______________
а — г . _Jn_ Vncp^^J^n ___________1___
“* Jn-i 2Ja cphn 4- " 3Jnln
^Jncphn
Затем можно выделить любой участок фермы между двумя смежными шарни-
рами и рассчитать его на действие сил /7, Рв и Рн (фиг. 134, г). При этом
ai
где — расстояние от шарниров t-й панели до линии действия силы Р;
а, —- расстояние между шарнирами Z-й панели.
Если рассмотреть равновесие i-й панели, нагруженной в узлах силами взаи-
модействия соседних панелей, то для всех панелей, кроме крайних, можно
получить поперечные силы для верхнего (РЛ) и нижнего (Рн) поясов
Pt9 = P
___________________
HiDt J-GFi
(194)
PiM=--P — P^
Для концевых панелей (панели 1-я и п-я, фиг. 134, а) величина F составит
Остальные величины определяются по тем же формулам, что и для промежу-
точных панелей.
Прогиб конца безраскосной фермы можно определить как сумму прогибов
отдельных панелей
п
i—I
= A-^;itg6 -Р,,л]. (Кй)
где 0 — угол между осью пояса и продольной осью стрелы, а значения В и F
для промежуточных и концевых панелей те же, что и при вычислении сил Р1в.
9. Шарнирно-сочлененные укосины с профилированным хоботом и гибкой
оттяжкой
Укосины данного типа состоят из жестких элементов: хобота, стрелы,
стреловой тяги и гибкой оттяжки хобота (фиг. 7, б, в). Хобот в месте примы-
кания к нему гибкой оттяжки имеет криволинейное очертание. При этом длина
прямой, соединяющей шарнир хобот — стрела с точкой касания гибкой
оттяжкой улитки хобота, является величиной переменной.
При перемещении груза по горизонтали его вес Q всегда уравновешивается
реакциями стрелы и гибкой оттяжки хобота. Причем, если грузовые канаты
209
Фиг. 135. Схемы приложения сил к элементам
укосины с гибкой оттяжкой.
вертикальны, то реакция стрелы направлена по линии, соединяющей верхний
и нижний ее шарниры и обычно совпадающей с геометрическими осями нижних
поясов главных ферм стрелы (фиг. 135, а), вызывая сжатие последних. Верх-
ние пояса и решетки главных ферм в этом случае не нагружаются. При откло-
нении грузовых канатов от вертикали в плоскости качания укосины (фиг. 135, б)
линия действия реакции стрелы не совпадает с линией, соединяющей шар-
ниры; при этом появляется момент, стремящийся повернуть стрелу вокруг оси
ее качания. Этот момент вызывает изгиб стрелы.
Момент от собственного веса хобота Gx при всех положениях укосины
воспринимается стрелой и гибкой оттяжкой, вызывая в то же время усилие
И' в стреловой тяге (фиг. 135, в). Собственный вес стрелы Gc во всех случаях
уравновешивается реакциями /V"
в ее опорном шарнире и Я" — в
стреловой тяге (фиг. 135, г).
При конструировании укосин
этого типа особое внимание сле-
дует обращать на надежность со-
членения хобота со стрелой. Суще-
ствуют два типа этого сочленения:
а) хобот охватывает верхний
конец стрелы;
б) хобот вставляется между
верхними концами ферм стрелы.
В первом случае верхний ко-
нец стрелы имеет закрытую фор-
му, позволяющую поставить попе-
речную диафрагму близ самого
конца стрелы, во втором — откры-
тую, что дает возможность' завести
хобот- между листами на конце
стрелы.
Выбор той или иной конструк-
ции сочленения хобота со стрелой
зависит от размеров хобота: при
большой длине его консольной ча-
сти предпочтительна первая форма
сочленения, при малой длине — вторая. Заводом ПТО им. Кирова при-
меняется исключительно первый тип сочленения.
Хобот. Хобот (фрг. 136) состоит из двух решетчатых главных ферм, вос-
принимающих нагрузки, действующие в плоскости качания укосины, и ниж-
них связей, воспринимающих горизонтальную нагрузку. Верхние узлы глав-
ных ферм в целях экономии веса часто связываются между собой только рас-
порками, как это показано на фиг. 136.
Криволинейная часть хобота, имеющая форму улитки, раскрепляется
стержнями подобно спицам колеса. Иногда она зашивается сплошными листами
с вырезами, отчего хобот выигрывает во внешнем виде, не проигрывая в весе.
В нескольких поперечных плоскостях хобота ставятся листовые диафраг-
мы или уголковые связи, обеспечивающие его пространственную жесткость.
Нижние пояса главных ферм хобота при грузоподъемности крана не свыше
10 Т обычно выполняются из швеллеров № 12—20, остальные элементы решеток
и улитки — из уголков.
Вся конструкция хобота — сварная. В отдельных случаях, в зависимости
от условий перевозки по железным дорогам, нижняя часть улитки изготов-
ляется отдельно и присоединяется на чистых болтах.
На концевой оси (фиг. 136), закрепленной в нижних поясах ферм хобота,
устанавливаются грузовые блоки 1 (один или несколько, в зависимости от
принятой схемы подвески груза). Такие же блоки 2 устанавливаются на оси
шарнира, соединяющего хобот со стрелой.
2)0
К верхним поясам ферм хобота крепится полукольцо 3, незамкнутые
ветви которого продолжены и загнуты в виде улиток. К полукольцу крепятся
огибающие его оттяжные канаты хобота.
Хоботы портальных кранов с шарнирно-сочлененной укосиной и гибкой
оттяжкой, выпущенных заводом ПТОим. Кирова после 1960 г., изготовляются
из труб (фиг. 137).
Геометрические оси верхнего и нижнего поясов главных ферм хобота
часто центрируются с осью концевых блоков (фиг. 138, а). Это, однако, уве-
личивает длину концевой фасонки, соединяющей верхний пояс с нижним и
поддерживающей ось блоков. Поэтому иногда точку пересечения геометри-
ческих осей поясов выносят за ось блоков (фиг. 138, б), что улучшает компо-
новку концевого узла хобота, но вызывает несколько иное, чем в первом слу-
чае, распределение усилий в стержнях ферм.
В первом случае решетка ферм остается ненагруженной, во втором —
она нагружена. Определение усилий в ее стержнях при таком центрировании
Фиг. 136. Хобот шарнирно-сочлененной укосипы с гибкой оттяжкой.
производится способом моментов, причем за моментную точку принимают
точку пересечения геометрических осей верхнего и нижнего поясов фермы.
Величины усилий в поясах ферм при этом получаются несколько меньше,
чем при центрировании в ось блоков, поэтому опасаться утяжеления поясов
нет оснований.
При расчете хобота учитываются следующие нагрузки (см. табл. 24).
1. В плоскости качания укосины:
а) вес груза и его захватного устройства Q с учетом угла а отклонения
грузовых канатов от вертикали и динамического коэффициента ф;
б) собственный вес хобота Gx.
Должны быть также учтены силы натяжения грузовых канатов, вызы-
вающие дополнительное сжатие нижних поясов главных ферм консольной
части хобота. Силы инерции хобота ввиду их незначительности при расчете
не учитываются.
2. Нагрузки, действующие перпендикулярно к плоскости качания уко-
сины:
а) сила Т = Qtga, приложенная к концу хобота и возникающая при
отклонении канатов с грузом от вертикали (см. п. 6, часть первая);
б) давление ветра на хобот.
При небольших размерах хобота это давление в расчете можно не учиты-
вать вследствие его незначительности.
211
На ветер нерабочего состояния крана металлическая конструкция хобота
не проверяется, так как груз в это время бывает снят, и усилия в стержнях
всегда получаются меньше, чем при нагрузках рабочего состояния.
Определение наибольших усилий в стержнях главных ферм хобота про-
изводится графически, построением диаграмм Максвелла — Кремоны для не-
скольких положений хобота (фиг. 139).
Фиг. 137. Хобот шарнирно-сочлененной укосины с гибкой оттяжкой,
выполненный из труб.
Диаграммы строятся отдельно для силы, принимаемой за единицу и
приложенной к концу хобота, и для сил от его собственного веса. В целях
упрощения построений вес хобота может быть распределен между тремя точ-
ками, лежащими на оси нижнего пояса, таким образом, чтобы равнодействую-
щая этих сил проходила через центр тяжести хобота. Тогда, как это видно из
диаграмм а и б, вся решетка консольной части хобота не будет нагружена.
Фиг. 138. Варианты центрирования геометрических осей поясон хобота;
а — в ось концевых блоков; б — вне оси кбнцсвых блоков.
Максимальное усилие в нижнем поясе главной фермы будет иметь место
при горизонтальном положении ее верхнего пояса; при этом угол между вер-
тикалью и нижним поясом составит 90° — у (фиг. 140, а) (у — угол между
осями верхнего и нижнего поясов). Это можно доказать, спроектировав после-
довательно все силы, приложенные в концевом узле хобота, на оси у и х (ось х
совмещена с осью нижнего пояса). Тогда
VK = Sesin7 -Qcosp = 0,
откуда
ZX=S«-<2sin₽-S,cosT=0,
S„=Q sin ₽+Q cos у=Q (sin ₽ -| --g),
и SH — усилия в верхнем и нижнем поясах),
212
Фиг. 139. Диаграммы для определения усилий в стержнях фср.м хобота укосин с гибкой
оттяжкой: а — от груза, равного 1, на конце хобота при максимальном нылете укосины;
б — то же от собственного веса хобота; в — от груза, равного 1, на конце хобота при наи-
меньшем вылете; г — то же от собственного веса хобота; д — от горизонтальной силы, рав-
ной 1, приложенной на конце хобота.
213
откуда
^ = Q(cCS₽--tg.(, = 0,
tgT = tg₽. 7 = ?-
При этом, очевидно, нет необходимости делать специальную проверку на
отклонение грузовых канатов от вертикали в плоскости качания укосины.
Аналогичным образом можно доказать, что максимальное усилие в верх-
нем поясе хобота будет иметь место при горизонтальном положении его ниж-
него пояса; при этом угол между вертикалью и верхним поясом будет равен
90° + у (фиг. 140, б).
Нетрудно заметить, что максимальные значения усилий в нижнем и верх-
нем поясах, определенные при этих положениях хобота, равны между собой
по абсолютной величине.
При определении наибольших усилий в стержнях улитки трудно заранее
предугадать, какое положение хобота будет расчетным, поэтому обычно при-
ходится строить диаграммы Максвелла — Кремоны для нескольких его поло-
жений.
Для определения усилий в стержнях решетки, связывающей нижние
пояса главных ферм, и дополнительных усилий в этих поясах от горизонталь-
Фиг. 140. Схемы к определению наибольших усилий в поясах хобота: -в нижнем;
б - в верхнем.
ной силы, возникающей при отклонении грузовых канатов из плоскости кача-
ния укосины, достаточно построить одну диаграмму (фиг. 139, д) для любого
положения хобота.
Стрелы. Стрелы шарнирно-сочлененных укосин с профилированным хобо-
том обычно представляют собой пространственные стержневые системы и
состоят из плоских ферм, соединенных поперечными связями. Опорами яв-
ляются нижние шарниры, посредством которых стрела соединяется с пово-
ротной платформой, и стреловые тяги, связывающие стрелу с механизмом
изменения вылета и уравновешивающим ее противовесом.
В старых конструкциях стрел применялся главным образом профильный
и отчасти листовой прокат. В настоящее время стрелы изготовляются почти
исключительно из труб; листовой прокат используется только для вспомога-
тельных элементов —фасонок, ребер жесткости, диафрагм и т. п.
Стрела, конструкция которой изображена на фиг. 141, имеет прямоуголь-
ное сечение и состоит из пяти плоских ферм.
Фермы боковых плоскостей (которые в дальнейшем будем называть глав-
ными) состоят из поясов и треугольной решетки. Иногда для главных ферм
применяется раскосная решетка.
Нижние и верхние пояса главных ферм связываются решетками, в данном
случае полураскосными, иногда ромбическими или треугольными.
В зависимости от величины расчетного усилия и длины панели, нижние
пояса главных ферм, выполненных из профильного проката, состоят из одного
или двух уголков, поставленных в виде тавра.
Однако полки уголков в этом случае со стороны образующейся между
ними щели малодоступны для покраски. Поэтому уголки могут быть заменены
сварными тавровыми сечениями, хотя последние и более трудоемки в изготов-
лении.
214
Верхние пояса главных ферм, нагруженные меньше нижних, выполняются
чаще всего из одиночных уголков.
Решетки главных ферм, в зависимости от длины стержней и величины
усилий в них, выполняются из одиночных или двойных уголков, соединенных
между собой планками.
Сечения стержней нижней и верхней полураскосных или ромбических
решеток, имеющих относительно небольшую длину, подбираются, как пра-
вило, из одиночных уголков. Все поперечные связи, обеспечивающие про-
странственную жесткость стрелы, — решетчатые, за исключением концевых
рам, которые выполняются из сплошных листов с вырезами для пропуска
грузовых канатов.
У концевых шарниров конструкция стрелы усиливается листами —
сплошными или с вырезами.
Для обслуживания концевых блоков хобота (возможного лишь в поло-
жении минимального вылета укосины) в соответствующем месте нижней пло-
Фиг. 141. Стрела из профильного проката.
скости стрелы крепится огражденная перилами площадка /, на которую
можно попасть с лестницы на стреле по откидной секции (лестница в плане
на фиг. 141 не показана).
На фиг. 142 показана конструкция трехгранной стрелы, сваренной из
труб. Особенностью этой стрелы является то, что как стреловая тяга, так и
рейка механизма изменения вылета крепятся к стреле, каждая в одной точке.
Нижние и верхние пояса данной стрелы изготовлены из труб с наружным
диаметром 194 мм и толщиной стенки 12 мм\ все остальные стержни — из
труб с наружным диаметром 89 мм и толщиной стенки 10 мм. Устройство лест-
ницы и площадки для обслуживания концевых блоков видно из фигуры (пло-
щадка на плане не показана).
При разбивке стрел на марки, а также при назначении монтажных стыков
должны быть учтены следующие требования:
а) все марки должны вписываться в габарит подвижного состава железных
дорог;
б) число монтажных стыков и соединений должно быть минимальным.
Для проверки правильности изготовления марок на заводе следует
производить контрольную сборку стрел, причем последние собираются
215
1200
Фиг. 142. Трехгранная'стрела из труб.
3500
с нижними и верхними шарнирами. Ось нижних шарниров стрелы должна быть
параллельна оси шарниров, соединяющих с нею стреловые тяги. Отклонение
от параллельности этих осей допускается не более 1/150(| расстояния между
нижними шарнирами стрелы. Нижние пояса стрелы должны находиться в од-
ной плоскости, отклонение от которой допускается не более Ъ'^ое длины
стрелы.
Определение усилий в стержнях стрелы производится для двух положе-
ний укосины:
а) при максимальном вылете (7? — /?1Гах);
б) в положении, при котором хобот перпендикулярен стреле
(фиг. 143).
В этом случае расстояние от конца хобота до нижнего шарнира стрелы
L„=VW ТГ;
вылет укосины от нижнего шарнира стрелы
М = V L* =71* = Н*-,
вылет крана (от оси вращения) в рассматриваемом положении
где Lx—длина консольной части хобота;
Lc —длина стрелы;
На — вертикальная проекция расстояния от конца хобота до нижнего
шарнира стрелы;
L2 — расстояние от нижнего шарнира стрелы до оси вращения поворот-
ной части крана;
d6t— диаметр концевых блоков хобота (прибавляется в тех случаях,
когда вес груза приложен на расстоянии от оси концевого блока).
Для обоих расчетных положений строятся диаграммы Максвелла—Кре-
моны для следующих видов нагрузки:
Gc — Собственный вес стрелы, который прикладывается в узлах ее глав-
ных ферм;
N’c — равнодействующая веса хобота Gx и вызванного этим весом усилия
в оттяжных канатах N'n, приложенная к верхнему шарниру стрелы (см. фиг.
135, в);
Ne — равнодействующая веса груза Q, усилия в оттяжных канатах No,
вызванного этим весом, и натяжения S в грузовых канатах (фиг. 144) с уче-
том коэффициента динамичности ф. Эта равнодействующая приложена к верх-
нему шарниру стрелы и меняет свое направление при отклонении грузовых
канатов от вертикали в плоскости качания укосины. Величины возможных
углов а отклонения грузовых канатов от вертикали указаны в п. 6 первой части;
Т = — горизонтальная сила, возникающая на конце хобота при откло-
нении грузовых канатов от вертикали на угол а из плоскости качания укосины
(фиг. 145). Эта сила может быть заменена парой сил N — Т-, нарой сил Р = Ти
и силам и Г и Т" (фиг. 146). При расчете стрелы силы N заменяются силами
Wi = -~g = 71—(фиг. 147), действующими в плоскостях главных ферм.
Поперечными силами A'tgf), вследствие малости угла 'Э пренебрегают.
Для упрощения расчета полагаем, что сила Т действует на нижнюю пло-
скость л, а сила Т"—только на верхние плоскости и и w (фиг. 149).
Гх н /х — силы инерции массы хобота при торможении поворотной части. Эти
силы могут быть приложены так же, как и силы Т' и Т"
г Gx ~^'п0 а
А“’ЗОЛ»
717
Фиг. 143- Схема к определе-
нию вылета крана, при ко-
тором хобот перпендикуля-
рен стреле.
Фиг. 145. Схема действия горизонталь-
ной силы Т на конец хобота.
на верхний конец стрелы.
Фиг. 146. Схема действия нагру-
зок от хобота на конец стрелы.
Фиг. 147. Схема к опреде-
лению усилий Nx.
Фиг. 148. Схема к определению нагрузок
от сил инерции стрелы, действующих в
плоскости х, v, w (фиг. 149) в момент
торможения при повороте.
218
R' — радиус окружности, описываемой верхним шарниром стрелы, м
(в целях упрощения принимается, что масса хобота сосредоточена
в этом шарнире);
п0 — число оборотов крана в минуту;
t — время торможения механизма поворота, сек., принимаемое в соот-
ветствии с расчетным случаем нагрузок (табл. 24);
Gx — вес хобота ;
Гс и Ц — силы инерции массы стрелы при торможении ее при повороте,
действующие в плоскостях х, wt v (фиг. 148, 149).
В плоскости х
J. _ , *ГпП0
1сп—тп-^~
В плоскостях о, w
Здесь mJ, / ..., и ntf, ..., ггГп — массы, сосредоточенные в узлах стрелы;
г'|, 4 ...» Глиг[, г;, ..., Гл — расстояния от этих узлов до оси вращения крана.
Р„ — силы давления ветра на хобот и стрелу. Силы давления ветра на
хобот приложены так же, как и силы Т' и Т" (фиг. 146), и равны
где Рв = peFx — сила давления ветра на хобот, Т;
Fx — расчетная ветровая площадь хобота, л2;
р0 — расчетное давление ветра на 1 м2.
Давление ветра на стрелу принимается перпендикулярным плоскости се
качания. При этом предполагается, что оно воспринимается только нижними
связями стрелы.
Расчетные комбинации нагрузок принимаются в соответствии с табл. 24.
Определение усилий в стержнях стрелы для обоих се расчетных положе-
ний от всех нагрузок, за исключением скручивающей пары Рс, производится
графически, как для ряда плоских ферм, и не представляет затруднений.
Пространственная стержневая система стрелы рассчитывается на скру-
чивание по методу, предложенному П. А. Кудрявцевым [ЗЗ].1 Этот метод осно-
ван на разложении пространственной системы на плоские фермы, но при этом
учитываются не только внешние силы, но и силы взаимодействия ферм между
собой. Эти силы, рассматриваемые как внешние для рассчитываемой фермы
и как внутренние для системы в целом, лежат в плоскостях ферм и направлены
для смежных ферм в противоположные стороны (фиг. 150).
При этом делаются следующие допущения:
а) стрела связана диафрагмами только по концам в плоскостях abb'a'
(плоскость у) и edd'e' (плоскость z) (фиг. 149 и 150);
1 Расчету крановых стрел как пространственных систем посвящены также работы
В. Ф. Сиротского и А. Г. Иммермана [28], предложившего точный графический способ рас-
чета стрел.
219
б) стреловые тяги не противодействуют деформациям кручения стрелы.
Стрела расчленяется на плоские фермы u, v, w, х, у, z (фиг. 150).Ферма и
нагружена внешними силами Р и R и уравновешивается внутренними силами
Я], Я2» Ль ^2» лежащими в плоскостях х, у. z, v, w. Эти силы являются для
Фиг. 149. Схема стрелы с обозначением ее плоскостей.
фермы и реактивными, а для ферм х, у, z,v,w — активными и, следовательно,
в этих плоскостях должны быть взяты с обратными знаками. Фермы v и w
нагружены силами Fl и F2 из плоскостей и, силами D, иР2— из плоскостей
у и z и силой D, приложенной в узле С.
Ферма х нагружена силами F, действующими в плоскостях и, и силами
Dy и D2, действующими в плоскостях у и z. Ферма у нагружена силами Fllt
действующими в плоскостях и, и силами Dy — в плоскостях v и х. Ферма г
Фиг. 150. Разложение пространственной системы стрелы на плоские фермы
при расчете ее на кручение.
нагружена силами Я2, действующими в плоскостях w, и силами D2 в пло-
скостях W И X.
Таким образом, на все плоские фермы, кроме сил Р и Я, действуют еще
восемь внутренних сил: Hlt Н2, F, Flt F2, D, Dlt D2. Для определения величии
этих сил составляем восемь уравнений равновесия:
для плоскости у
= (I)
220
для плоскости Z
(П)
для плоскости и
<1П>
для плоскости W
<1V>
(V)
1'2
для плоскости X
F=Dt, = Hi -^,а (VI)
’frtCosO 1z?dIcos(J’ ' '
для плоскости и
PLx=H1(Ll — cz) F^ + Ft', (VII)
RLX = H-i(L, — A)- Нхс^4 Fxk.2-I- FJb + Ft. (VIII)
Уравнения (VII) и (VIII) решают совместно, принимая Р -= 1 и R = Р^ = &
Определенные из этих уравнений значения Нх и Н2 подставляют в уравнения
Плоскость и
Фиг. 151. Определение усилий в стержнях ферм стрелы от ее кручения (плоскости
и и v по фиг. 149).
(I) — (V), (VIII), откуда находят величины D, Dlf £>3, F, F2. Затем опреде-
ляют усилия в стержнях каждой плоской фермы от действия этих сил
(фиг. 151 и 152).
Сводная таблица усилий в стержнях при действии пары Рс может быть
Доставлена по форме табл. 85. Усилия в поясах, общих для двух смежных
t 221
ферм, являются алгебраической суммой усилий в поясах каждой чз этих
ферм.
После построения всех необходимых диаграмм Максвелла — Кремоны со-
ставляются таблицы:
а) определения расчетных усилий в стержнях стрелы;
б) подбора сечений стержней и определения расчетных напряжений в них.
ПлосКоыпЬ X с
Фиг. 152. Определение усилий в стержнях ферм стрелы от ее кручения.
При расчете стрел треугольного сечения (фиг. 153) действующие верти-
кальные нагрузки приводятся к наклонным плоскостям делением на 2 cos
где Р —угол при вершине (фиг. 153, а).
Скручивающие силы определяются аналогично показанному нафиг. 145 и 146.
На фиг. 153, б показана расчетная схема трехгранной стрелы, на которую
действует скручивающая пара с моментом Рс; реакции в нижних шарнирах
стрелы Р — ± Р
Таблица 85
стрелы на составляющие Рх, Р2, Р3 (фиг. 153, в). В дальнейшем пара сил Р
Фиг. 153. Схемы к расчету трехграпных стрел (фиг. 142):
а — приведение вертикальных нагрузок к наклонным плоско-
стям; б — расчетная схема стрелы на кручение; в — разло-
жение сил Р по направлениям ребер концевой части стрелы;
г — разложение реакций R на составляющие, действующие в
плоскостях В, С, D при кручении; д—расчетные схемы внеш-
них и внутренних сил, действующих в плоскостях А, В, С, D
при кручении.
для упрощения расчета может быть заменена эквивалентной парой в точках tn
и п (фиг. 153, б). Реактивная пара сил R также раскладывается на составляю-
щие, действующие в плоскостях В, С, D (фиг. 153, г).
223
Расчетная схема внешних (Р — 1, Rlt R2) и внутренних (St, S2l Ss, S4)
сил, действующих в плоскостях А, В, С, D, приведена на фиг. 153, д. Далее
проектированием на оси координат определяют внутренние силы 5lt S2, Ss, S4,
после чего построением диаграмм Максвелла — Кремоны находят величины
усилий в стержнях плоских ферм стрелы от действия единичной скручивающей
нагрузки.
В остальном расчет стрелы аналогичен предыдущему.
10. Шарнирно-сочлененные укосины с прямолинейным хоботом и жесткой
оттяжкой
Укосины данного типа отличаются от рассмотренных в предыдущем пара-
графе наличием жесткой оттяжки хобота (см. фиг. 7, г).
Хобот укосины этого типа представляет собой пространственную кон-
сольную ферму (фиг. 154). Если расстояние между нижними шарнирами от-
тяжки принято достаточно большим ’£> 1/10 ее длины), то оттяжка может
154. Схема хобота укосины
с жесткой оттяжкой.
воспринимать усилия, действующие на хо-
бот перпендикулярно плоскости качания уко-
сины. В этом случае хобот имеет две опоры:
верхний шарнир стрелы и верхний конец жест-
кой оттяжки. Обе опоры упругие 159], однако
для упрощения практических расчетов их
можно без большой погрешности принимать
жесткими.
Поэтому при широких оттяжках стрела
практически не работает на кручение, что
является большим преимуществом укосин это-
го типа по сравнению с укосинами с узкой
оттяжкой, для которых расчет стрел на кру-
чение обязателен. Кроме того, в них улуч-
шаются и условия работы верхнего шарнира стрелы.
Применение недостаточно жестких в боковом направлении и узких в месте
закрепления на каркасе оттяжек хобота для кранов больших вылетов при
отсутствии расчета стрелы на кручение и
принятия надлежащих конструктивных мер
может вызвать разрушение некоторых эле-
ментов укосины, что и имело место в про-
цессе эксплуатации в Одесском порту пор-
тальных кранов Q — 5 Т и R„ ах — 30 м
фирмы «Каяр» [351.
Следует иметь в виду, что при мини-
мальном или близких к нему вылетах
укосины жесткая оттяжка может быть
сжата. Это объясняется тем, что при та-
кой конструкции укосины грузовые кана-
ты огибают блоки, насаженные на ось
шарнира хобот — оттяжка. Натяжение гру-
зовых канатов создает сжимающие усилия
в нижних поясах главных ферм хобота
(по всей их длине) и в оттяжке, и при
некоторых положениях укосины, близких
к минимальному вылету, эти усилия мо-
Фиг. 155. Схема к определению уси-
лий от веса груза в элементах у коси ни
с жесткой оттяжкой хобота.
гут превысить растягивающие усилия,
возникающие в ней от веса груза с подвеской и веса хобота (фиг. 155).
Как уже указывалось в первой части, недостатком укосин с жесткой
оттяжкой является некоторое утяжеление хобота, большая его «парусность»
и дополнительный вес жесткой оттяжки. В связи с этим завод ПТО им»
224
Кирова применяет укосины этого типа только для портальных крапов грузо-
подъемностью 20 Т и выше при больших вылетах (за исключением некоторых
кранов выпусков 1932—1933 гг.), т. е. в тех случаях, когда возрастает опас-
ность скручивания стрелы.
В настоящее время для таких укосин успешно применяются тонкостенные
коробчатые или трубчатые (фиг. 109) конструкции. В этих конструкциях от-
сутствуют слабонапряженныс элементы (ветровые связи, нулевые стержни).
Фиг. 156. Шарнирно-сочлененная укосина с жесткой оттяжкой хобота,
состоящая из коробчатых элементов.
Поперечные сечения листовых стрел и оттяжек применяются как прямоуголь-
ной, так и треугольной формы.
На фиг. 156 показана поворотная часть портального крана фирмы «Крупп —
Ардельт» с шарнирно-сочлененной укосиной, все звенья которой (стрела,
хобот и жесткая оттяжка) представляют собой сплошные листовые элементы
коробчатого сечения. Коробчатая балка хобота усилена шпренгелем. Так
как оттяжка хобота имеет малую жесткость на изгиб из плоскости качания
укосины, то крутящий момент, возникающий при отклонении грузовых
1/17 Портальные краны 225
канатов от вертикали, полностью воспринимается стрелой, а легкая оттяжка
работает только на растяжение — сжатие. Вследствие того что стрела имеет
замкнутое коробчатое сечение, она хорошо воспринимает кручение. Расчет
стрелы на кручение производится по формулам п. 6 третьей части.
Хобот. В укосинах рассматриваемого типа хобот сочленяется с оттяжкой
и стрелой посредством двух шарниров. Нижиий пояс главных ферм хобота
имеет в фасаде прямолинейную ферму; верхний пояс представляет собой ло-
маную линию.
На фиг. 157 показан хобот укосины с жесткой оттяжкой портального
крана грузоподъемностью 75/50 + 10 Т Оттяжка хобота представляет собой
широкую пространственную ферму; отношение ее
£/ х ширины по осям нижних шарниров к длине состав-
/ £* *^4$ ляет 1/3,6. Благодаря этому хобот имеет опоры не
** только в плоскости качания укосины, но и в пло-
Szsinfl скости, перпендикулярной к ней.
1 _____ Металлическая конструкция хобота состоит из
•---------двух главных ферм, нижних связей и решетчатых
Фиг. 158. Схема к рас- поперечных рам. В верхних плоскостях хобота ре-
шетки отсутствуют; узлы главных ферм в этих пло-
скостях связаны попарно распорками, входящими в
чету распорки верхних
поясон хобота.
системы поперечных рам.
Консольная часть хобота удлинена при помощи специальной конструкции,
на конце которой монтируются блоки крюка вспомогательного подъема. Кон-
струкция хобота сварная, но из-за больших размеров разделена на марки,
соединяемые монтажными заклепками.
Для удобства обслуживания блоков с одной стороны хобота устроены
мостки с перилами (на фиг. 157 не показаны). Общий вес металлической
конструкции хобота с лестницами и площадками составляет 18,25 Т
226
Расчет хобота с жесткой оттяжкой ведется на комбинации нагрузок, при-
нимаемые в соответствии с табл. 24. Пространственная система хобота считается
статически определимой относительно опор. При этом верхний шарнир стрелы
условно принимается за неподвижную опору, а верхний шарнир оттяжки —
за подвижную (фиг. 154).
Фиг. 159. Стрела укосины портального крана грузоподъемностью 75/50 10 Т.
Усилия от ветра рабочего состояния, действующего на оттяжку хобота,
и силы инерции массы хобота ввиду их незначительности не учитываются.
При определении расчетных усилий в нижних поясах главных ферм хо-
бота необходимо учитывать дополнительные сжимающие усилия, возникающие
от натяжения грузовых канатов. Величина каждого из этих усилий будет равна
о w
О — 2х.-,
где(? — вес груза и подвески, Т;
ф — коэффициент динамичности;
i — кратность полиспаста.
Сечения раскосов поперечных связей и верхних распорок назначаются
по допускаемой гибкости, за исключением распорки в месте перегиба верхнего
*/17* ‘ 227
пояса главных ферм хобота, которая должна быть рассчитана на усилие, рав-
ное S2sin 0, где 5а — усилие в стержне 2 верхнего пояса и 0 — угол между
направлениями стержней / и 2 верхнего пояса (фиг. 157 и 158).
Результаты построения диаграмм сводятся в таблицы:
а) расчетных усилий в стержнях хобота;
б) подбора сечений и определения расчетных, напряжений.
В первой таблице все нагрузки и их расчетные комбинации рассматри-
ваются для тех же положений укосины, что и в укосинах с профилированным
хоботом и гибкой оттяжкой (см. выше).
Стрела. Стрелы укосин с прямым хоботом и жесткой оттяжкой хобота
отличаются от стрел укосин с профилированным хоботом и гибкой оттяжкой
большими сечениями стержней и несколько более сложной конструкцией.
,и. На фиг. 159 изображена стрела
Фиг. 160. Стреловая тяга портального
крапа грузоподъемностью 75/50 + 10 Т.
укосины 75-тонного портального кра-
на, являющаяся наиболее крупной из
всех аналогичных конструкций заво-
да ПТО им. Кирова.
Стрела представляет собой прост-
ранственную стержневую систему, со-
стоящую из двух вертикальных ферм,
верхних и нижних связей. Вертикаль-
Фиг. 161. Схема к определению уси-
лий, действующих на стреловую тягу
пофиг. 160.
ные фермы имеют простую раскосную решетку; решетки верхних и нижних свя-
зей — полураскосные, за исключением концов стрелы. Связи в поперечных
плоскостях стрелы обеспечивают ее пространственную жесткость. Вблизи
верхнего конца стрелы поставлена сплошная листовая диафрагма, жестко сое-
диняющая концы ее главных ферм.
Стрела соединяется с хоботом в точке а, с опорным башмаком на поворот-
ной раме в точке b и со стреловой тягой в точке с.
В каждом из этих узлов установлены втулки, сквозь которые проходят
оси соединительных шарниров. Конструкция поперечной рамы у точки с при-
способлена для крепления цевочных реек механизма изменения вылета.
При расчете стрелы с приводом от реек особое внимание должно быть
уделено определению усилий и напряжений в группе стержней, при помощи
которых эти рейки присоединяются к стреле.
Стреловая тяга. Стрела соединяется с коромыслом уравновешивающего
ее противовеса посредством стреловой тяги. На фиг. 160 изображена стреловая
тяга укосины 75-тонного портального крана, представляющая собой плоскую
ферму переменной ширины.
Вследствие значительной ширины стреловой тяги, превосходящей габарит
железнодорожного подвижного состава, элементы ее решетки прикрепляются
к узлам с помощью монтажных заклепок. Вес ее металлической конструкции
(без элементов, относящихся к концевым шарнирам) равен 2,15 Т
Стреловая тяга рассчитывается на усилие Р, возникающее от веса про-
тивовеса Gnp и веса коромысла GK (фиг. 161)
р @пра ~h GKb
228
Усилие Р определяется для нескольких положений укосины, и для расчета
выбирается наибольшее из найденных значений.
Усилия, возникающие в стержнях фермы тяги под действием силы Р,
могут быть определены аналитически или графически построением диаграммы
Максвелла — Кремоны.
При расчете фермы стреловой тяги влияние ее собственного веса может не
учитываться ввиду его незначительности.
Шайбы а (фиг. 160), служащие для установки осей шарниров, привари-
ваются по контрольным валам. Геометрические оси этих валов должны лежать
в одной плоскости и быть параллельными; отклонение допускается не более
V500 ширины тяги.
Жесткая оттяжка хобота. Жесткие оттяжки хобота выполняются либо
в виде широких пространственных ферм (фиг. 162), создающих опору для
заднего конца хобота при действии сил, перпендикулярных к плоскости кача-
ния укосины, либо в виде стержней, поперечные размеры которых малы по
сравнению с длиной. Оттяжки этого типа имеют значительную гибкость, а по-
Фиг. 162. Жесткая оттяжка хобота портального крана грузоподъемностью 75/50 + 10 Т.
тому не могут воспринимать поперечных сил. Рассчитываются они только на
осевую силу N = No — SQ (No — усилие в оттяжке и So — натяжение в гру-
зовых канатах от действия веса груза Q, см. фиг. 155) и нагрузку от собствен-
ного веса. Ветровой нагрузкой на оттяжку и ее силами инерции можно пре-
небречь ввиду их незначительности по сравнению с остальными нагрузками.
В этом случае оттяжка рассматривается, как составной шарнирно опертый
по концам стержень (см. п. 5, часть третья), а расчет ведется по приведенной
гибкости, величина которой не должна превышать 120.
Такие оттяжки могут применяться при малых грузоподъемностях кранов
(3 ч- 5 Т) й вылетах 17 -F 22 м. Стрела в этих случаях должна рассчитываться
на кручение.
Оттяжки первого типа состоят из широкой и достаточно мощной основной
фермы и двух легких вертикальных ферм, нижние узлы которых связаны между
собой распорками.
Нагрузки на оттяжку распределяются между ее элементами следующим
образом (фиг. 163);
а) осевые силы N = NQ — So, возникающие в оттяжке под действием веса
груза и натяжения грузовых канатов, воспринимаются поясами основной
фермы, вызывая в каждом из них усилие
2cos6’
tte 0 — угол между направлением пояса и осью симметрии оттяжки;
Й- б) горизонтальная боковая сила То, действующая на верхний шарнир
гтяжки перпендикулярно плоскости качания укосины, воспринимается
ks*? 229
1^ */з8 Портальные краны
основной фермой, вызывая в опорных шарнирах оттяжки реакции
R = ±T(ll±,
где /0—длина оттяжки между концевыми шарнирами;
b —ширина оттяжки между нижними шарнирами.
Величина силы То, действующей на верхний шарнир оттяжки, опреде-
ляется из схемы фиг. 163
T0=rA=.M2tga-i,
где Q — вес груза и его захватного приспособления;
а — угол отклонения грузовых канатов от вертикали в плоскости, перпен-
дикулярной плоскости качания укосины.
Тогда
/? = T,^ = <fQ^tg«.
Усилия S11 в поясах оттяжки от действия силы Ть могут быть определены
аналитически или построением диаграммы Максвелла — Кремоны.
Фиг. 163. Расчетная схема жесткой оттяжки хобота.
Собственный вес оттяжки, изображенной на фиг. 162, воспринимается
двумя вертикальными фермами, верхние пояса которых являются одновре
менно поясами основной (поперечной) фермы оттяжки. Для упрощения расчета
можно принять, что собственный вес оттяжки распределен равномерно по ее
длине и приложен к верхним поясам вертикальных ферм. Тогда максимальный
изгибающий момент в середине пролета оттяжки (фиг. 163)
Л4яго„=^соьЧ,
где q — интенсивность нагрузки на 1 м цлмны одной вертикальной фермы;
t — угол наклона оттяжки к горизонтали.
Усилие в поясах вертикальных ферм в середине пролета
о _ Л _8Асиъс,
где h — высота вертикальных ферм по их геометрической схеме.
Кроме того, верхний пояс вертикальной фермы будет воспринимать
дополнительное сжимающее усилие 5,v от составляющей собственного веса
оттяжки.
230
В середине пролета это усилие будет равно
Qiv_1»д sin е
— 2~
и у нижнего шарнира
Siu
Наибольшие усилия в верхних поясах оттяжки будут иметь место в сере-
дине ее длины
5.с=5- + S" + 5“'+5iv=-^ ±cos6 - sin Е,
где Ьс — ширина поперечной фермы оттяжки в середине ее длины, или у ниж-
них опорных шарниров
S,„ = S- + SH + S'y = ^c^=b^0--^si
где b — ширина поперечной фермы оттяжки у нижних шарниров.
Наибольшие усилия в нижних (растянутых) поясах вертикальных ферм
в середине длины оттяжки
S™ = ^cos<.
Усилия в решетке поперечной фермы от действия силы То определяются
построением диаграммы.
Усилия в ближайших к опоре раскосах вертикальных ферм
S . cos *
2 cos<p *
где (р — угол между раскосом и стойкой вертикальной фермы. Угол £ в дан-
ном случае принимается для оттяжки при положении укосины на максималь-
ном вылете.
11. Шарниры укосин
Укосины всех типов имеют шарниры, с помощью которых они соединяются
с остальными элементами поворотной части крана. Шарнирно-сочлененные
укосины имеют, кроме того, шарниры для соединения их отдельных звеньев.
Наибольшее число шарниров, по
сравнению с другими системами
укосин, имеют шарнирно-сочленен-
ные укосины с жесткой оттяжкой
хобота. Как видно из схемы фиг.
164, такая укосина имеет восемь
шарниров: 1 — шарнир нижних
узлов стрелы; 2 — шарнир соеди-
нения хобота со стрелой; 3—шар-
нир соединения хобота с его оттяж-
кой; 4 — шарнир соединения от-
тяжки хобота с каркасом; 5—шар-
нир соединения стрелы со стрело-
вой тягой; 6 — шарнир соедине-
Фиг. 164. Схема расположения шарниров уко-
сины с жесткой оттяжкой хобота.
ния стреловой тяги с коромыслом противовеса; 7 — шарнир соединения
коромысла с каркасом; 8 — шарнир соединения коромысла с противовесом.
В шарнирно-сочлененных укосинах с гибкой оттяжкой хобота отсутствуют
шарниры 3 и 4.
В настоящее время для уменьшения сопротивлений движению укосины
и облегчения обслуживания ее шарниры выполняются на подшипниках каче-
ния, главным образом на роликоподшипниках — конических или сферических.
При конструировании шарниров и подборе для них подшипников качения
следует учитывать возможность появления в них дополнительных осевых
нагрузок вследствие перекосов, возникающих из-за неточности сборки.
231
^8*
<№80
SfO
При значительных расстояниях между опорами соединяемых элементов
каждое сочленение выполняется в виде двух симметричных плоскости качания
укосины одинаковых шарниров, имеющих отдельные оси. В некоторых случаях
шарнирное сочленение хобота со стрелой имеет одну сплошную ось (фиг. 129
и 131), что, однако, целесообразно только при небольшой ее длине.
Оси шарниров закрепляются наглухо в одном из сочленяемых элементов,
а в другом укрепляются подшипники, в которых и вращается ось (фиг. 165).
Подшипники закрываются двумя сквозными крышками, которые кре-
пятся к втулке болтами. Между крышками и осью шарнира ставится кольце-
вое войлочное уплотнение. Смазка подводится с торцов оси с помощью масле-
нок.
Для удобства сборки в большинстве случаев подшипники насаживаются
на втулки, которые надеваются на ось и имеют в средней своей части кольце-
вой выступ, препятствующий их осевому смещению (фиг. 165, а). В некоторых
случаях (например, в шарнирах нижних узлов стрелы) возможность осевого
смещения подшипников исключается благодаря наличию кольцевого выступа
в средней части самой оси шарнира (фиг. 165, б). Вследствие этого подшипники
насаживаются на ось заранее и устанавливаются вместе с ней, для чего в одной
из щек опорного башмака вырезается круглое отверстие необходимого диа-
метра. Это отверстие закрывается затем крышкой, которая крепится болтами
к щеке опорного башмака и служит опорой для одного из концов оси.
На фиг. 166 изображена конструкция нижнего шарнира стрелы, соеди-
няющего ее с поворотной колонной. Ось шарнира, состоящая из трубы и вва-
ренных в нее цапф, вставляется в отверстия в колонне по посадке и при-
варивается по периметру к стенкам и боковым коробкам колонны (фиг. 179).
Колонна и коробка укреплены ребрами и представляют собой жесткую кон-
струкцию, поэтому ось шарнира может быть рассчитана как балка на четырех
жестких опорах.
Расчет шарниров производится по опорным реакциям, определяемым при
расчете металлических конструкций [61].
При расчете опорных башмаков, к которым крепится стрела, необходимо
учитывать горизонтальную сдвигающую силу, равную сумме всех горизон-
тальных сил, действующих на стрелу перпендикулярно плоскости ее качания.
При этом можно принять, что сила распределяется поровну между обоими
башмаками.
3 Портальные краны
233
ГЛАВА HI
КАРКАСЫ, КОЛОННЫ, ПОВОРОТНЫЕ ПЛАТФОРМЫ И КАБИНЫ
12. Каркасы и поворотные платформы
В большой группе портальных кранов основанием, на которое опираются
элементы укосины, служат каркас и поворотная платформа. Стрела шарнирно
сочленяется с башмаками, укрепленными на поворотной платформе, а от-
тяжка хобота и коромысло подвижного противовеса крепятся к каркасу
(фиг. 17). Иногда нижний конец стрелы сочленяется также с каркасом (фиг. 4).
На поворотной платформе устанавливаются грузовые лебедки (одна или
две), механизм поворота и иногда (при кривошипном приводе) механизм изме-
нения вылета. Нередко (при реечном или винтовом приводе) последний уста-
навливается на специальной раме над крышей кабины, в которой Помещаются
остальные механизмы поворотной части крана (фиг. 4).
Конструкции каркаса и поворотной платформы зависят как от основных
параметров крана, так и от принятого типа укосины и механизма изменения
вылета.
На фиг. 167 показаны каркас и поворотная платформа 75-тонного порталь-
ного крана с шарнирно-сочлененной укосиной и прямолинейным хоботом
с жесткой оттяжкой (общий вид см. фиг. 12). Каркас состоит из двух рам: вер-
тикальной 1 и наклонной 2, соединенных между собой в двух боковых плоско-
стях решеткой 4. Нижние опоры рам 1 и 2 и стержни боковых решеток крепятся
монтажными заклепками к поворотной платформе 5, создавая таким образом
единую монолитную конструкцию.
На среднем ригеле наклонной рамы 2 установлены башмаки шарниров
коромысла подвижного противовеса; на верхних ригелях смонтированы обоймы
с блоками, поддерживающими канаты грузовой лебедки.
Механизм изменения вылета укосины установлен на специальной раме 5,
входящей в систему каркаса и помещенной над кабиной механизмов.
Металлическая конструкция поворотной платформы состоит из двух про-
дольных главных балок 6 коробчатого сечения, сваренных из листов и свя-
занных между собой шестью поперечными балками (тремя коробчатыми и тремя
двутавровыми). Крайними коробчатыми балками платформа опирается на
рельсовые дуги 7, катящиеся по роликам опорно-поворотного устройства.
Так как размеры каркаса и поворотной платформы весьма значительны,
то по условиям перевозки по железным дорогам они выполнены из нескольких
марок, соединяемых на месте монтажа заклепками.
На фиг. 168 изображены каркас и поворотная платформа 10-тонного пор-
тального крана. В этом кране все механизмы поворотной части, включая
механизм изменения вылета, расположены на поворотной платформе. Нагрузки,
приложенные к каркасу и платформе, значительно меньше, чем в предыдущем
случае, поэтому конструкция их более легкая и простая.
В целях упрощения конструкции, а также уменьшения веса и снижения
трудоемкости изготовления в последнее время решетчатые каркасы вытес-
234
няются безраскосными каркасами (фиг. 169), элементы которых имеют короб-
чатое сечение.
Преимущества безраскосных коробчатых каркасов по сравнению с решет-
чатыми освещены в п. 1 третьей части.
Контрольная сборка каркасов и платформ на заводе-изготовителе должна
производиться совместно, с тем чтобы проверить правильность положения
их осей.
Геометрические оси отверстий опорных башмаков нижних шарниров
стрелы на поворотной платформе должны быть параллельны:
Buff 6
Фиг. 167. Каркаем поворотная платформа портального крана грузоподъемностью75/504-10 Т.
а) для шарнирно-сочлененных укосин с жесткой оттяжкой хобота — геомет-
рическим осям шарниров, соединяющих каркас с оттяжкой хобота и с коро-
мыслом подвижного противовеса;
б) для шарнирно-сочлененных укосин с гибкой оттяжкой хобота — гео-
метрической оси шарнира, соединяющего каркас с коромыслом подвижного
противовеса.
Отклонение от параллельности допускается не более 1 мм на 1 м ширины
каркаса.
Продольная ось каркаса должна лежать в одной вертикальной плоскости
с продольной осью поворотной платформы. Отклонение от этой плоскости
допускается не более 1 мм на 1 м ширины каркаса.
Расчет прочности каркасов и поворотных платформ портальных кранов
всех режимов работы производится по максимальным нагрузкам рабочего
состояния (2-й случай).
Решетчатые каркасы портальных кранов тяжелого и весьма тяжелого
режима должны быть проверены па выносливость (1-й случай нагрузки).
о« 235
Каркас крана с шарнирно-сочлененной укосиной и жесткой оттяжкой
прямолинейного хобота, приведенный на фиг. 167, рассчитывается на следую-
щие нагрузки:
а) усилия от натяжения грузовых канатов;
б) усилия от оттяжки хобота;
в) усилия от реек механизма изменения вылета;
г) силы инерции стрелы, возникающие при торможении механизма
поворота;
д) равнодействующая веса подвижного противовеса и усилий в стреловых
тягах;
е) вес неподвижного противовеса;
ж) собственный вес каркаса и смонтированного на нем оборудования.
Фиг. 168. Каркас и поворотная платформа портального крана грузоподъем-
ностью 10 Т.
Первые три вида нагрузок определяются с учетом динамического коэф-
фициента ф и угла отклонения грузовых канатов от вертикали а, соответствую-
щих рассматриваемому расчетному случаю.
Давление ветра, действующего па каркас, обычно не учитывается.
Расчет на прочность производится при номинальном грузе на максималь-
ном и минимальном вылетах укосины и на выносливость — при эквивалентном
грузе па вылете, равном 0,75 от максимального.
В кранах с переменной грузоподъемностью усилия определяются для
каждой грузоподъемности при соответствующем вылете стрелы: например,
в каркасе (фиг. 167) при = 20 м и грузоподъемности 75 Т и при /?п)ах ==
= 30 jw и грузоподъемности 50 Т.
Нагрузки, действующие на боковые плоскости каркаса, воспринимаются
решетками этих плоскостей, а действующие перпендикулярно этим плоско-
стям — вертикальной и наклонной поперечными рамами.
Так как каждая боковая ферма каркаса представляет собой статически
неопределимую относительно опор систему, точный расчет которой сложен,
то целесообразно упростить *ее расчетную схему, приведя последнюю к виду.
236
показанному на фиг. 170. Определение усилий в стержнях боковых ферм
наиболее удобно производить графически — построением диаграмм для каждого
вида нагрузки при соответствующих положениях укосины.
Фиг. 169. Безраскосный каркас и поворотная платформа портального крана
грузоподъемностью 10 Г.
Для расчета поперечных рам можно воспользоваться схемой приложения
нагрузок, показанной на фиг. 171. Боковая горизонтальная сила Р?, прило-
женная по центрам верхних шарниров, слагается из силы То (см. фиг. 163),
силы инерции оттяжки, возникающей при торможе-
нии механизма поворота, и силы давления ветра на
оттяжку. В запас прочности можно принять, что
на каждую раму действует сила Р’г = 0,75 Рг.
с
Силы S' = з (где S — равнодействующая натяже-
ний в ветвях грузовых канатов, огибающих блоки)
передаются от грузовых блоков на верхние ригели
рам в виде составляющих, действующих в плоскостях
рам — вертикальной 5в и наклонной
Средний ригель наклонной рамы нагружен силами
N' = (где N — равнодействующая силы Р3 — веса
подвижного противовеса и силы Рл — усилия в стре-
ловой тяге) от коромысла подвижного противовеса.
Нижние ригели рам нагружены силами Р2н =
г р
Р& = — составляющими усилия Ра от рейки ме-
ханизма изменения вылета.
Для нахождения расчетных моментов в рамах каркаса от сил Р’г (см. выше),
приложенных к консолям рам, можно эти силы заменить моментами М =Р'г с
(с — плечо консоли) и силами Р’г, приложенными на уровне верхних ригелей
(фиг. 171, б). Расчет рам может быть выполнен приближенным способом [9].
237
Фиг. 170. Расчетная схе-
ма боковой фермы карка-
са 75-тонного крана:
Pi — усилие в оттяжке хобо-
та; Р» — усилие в рейке; Р» —
вес подвижного противовеса;
Ра — усилие в стреловой тя-
ге; 5—равнодействующая на-
тяжений в ветвях грузовых
канатов; Р,-. — вес неподвиж-
ного противовеса.
и
Точный метод расчета многоярусных жестких рам изложен в специальной
литературе [17, 531.
Поворотные платформы рассчитываются на прочность по максимальным
нагрузкам рабочего состояния крана (2-й случай нагрузки).
Фиг. 171. Расчетные схемы поперечных рам каркаса 75-тонного крана:
а — общая схема приложения нагрузок; б — расчетные схемы наклон-
ной рамы.
Фиг. 172. Расчетная схема главных
балок поворотной платформы;
Г, и Р3 — псе лебедок главного и вспомо-
гательного подъемов; Рл — вес механизма
поворота; Р< — вес центральной цапфы;
н Р9 —вес кабин управления и механизмов;
Ро — вес платформы; Рт — вес оборудования
на платформе; Р& — вес электрооборудова-
ния в кабине механизмов; Рю — нагрузка,
передаваемая нижними шарнирами стрелы;
Рц и — нагрузки от наклонной и вер-
тикальной рам каркаса; Pis — натяжение
канатов лебедки главного подъема.
Главные балки поворотных платформ, опирающихся на ролики через
рельсовые дуги, рассчитываются на изгиб как статически -определимые
относительно опор однопролетные балки с консолями (фигк 172).
Безраскосный каркас портального крана грузоподъемностью 10 Т за-
вода ПТО им. Кирова (общий вид каркаса — см. фиг. Г69) представляет собой
пространственную рамную конструкцию,
состоящую из элементов коробчатого сече-
ния. Для упрощения расчета каркас рас-
членяется на ряд узлов (фиг. 173, а): крон-
штейн /, две боковые верхние рамы II и две
боковые нижние рамы III. При этом приня-
то, что кронштейн I опирается на рамы II в
точках К и L, а рамы II опираются на рамы
III в точках В и С (фиг. 173, б). На фиг. 174
приведена схема приложения нагрузок на
кронштейн I и боковые рамы II тл III
каркаса. Нагрузки эти следующие:
RM — усилие от коромысла подвиж-
ного противовеса;
Sv — усилие в рейке механизма изме-
нения вылета;
В* — натяжение грузового каната;
G\ — вес кронштейна /, механизма из-
менения вылета и его кабины;
Ро — усилие, передаваемое нижними
шарнирами стрелу.
Нагрузки, действующие на раму 77,
могут быть приведены к трем силам: гори-
зонтальной силе 7\ и вертикальными силам
Р2 и Рз» приложенным в центрах фланцев—
точках К и L. Нагрузки, действующие на раму III, могут быть приведены
к горизонтальной силе Р4, вертикальным силам Р5 и Р6 и моментам Мг и М2
(фиг, 173, б).
238
Фиг. 173. Расчетная схема безраскосного каркаса: а — раз-
бивка па расчетные элементы; б — схемы нагрузок па боко-
вые рамы.
Фиг. 174. Схема нагрузок на кронштейн / и
на боковые рамы II и III каркаса порталь-
ных кранов грузоподъемностью 10 и 15 Т.
239
При расчете каркаса делаются следующие допущения.
1. Оси расчетной схемы каркаса совпадают с продольными осями его
элементов (балок, стоек).
2. Сечения всех элементов каркаса одинаковы и постоянны по их длине.
3. Влияние нагружения рам III давлениями от опорных шарниров стрелы
при расчете рам II не учитывается.
4. Предполагается, что все нагрузки распределяются между обеими ра-
мами (левой и правой) поровну.
Фиг. 175. Схемы и эпюры изгибающих моментов рамы II: а — основная система рамы;
б — обозначения элементов рамы II и их размеров; в — эпюры изгибающих моментов в ос-
новной системе от сил 1, Х2 = 1, Х9 = 1; г — то же от сил = 1, Р2 = 1, Р8 = 1.
Рамы II могут быть рассчитаны по методу сил. Заменив заделку в узле Е
силами Xlt Х2, Х8, получаем основную систему (фиг. 175, а), которая может
быть решена при помощи канонических уравнений метода сил [53]
XAi -4- ХАя -|- Хз&1в -|- Д1р О,
ХА, + ХА, -I- * Д3 + д2р=о, (196)
ХА, -|- XAs 4” ХАз -р ^зр=0.
В этих уравнениях буквой б обозначены перемещения от действия сил XL = 1,
Х2 = 1, Х8 = 1, буквой А — перемещения от внешней нагрузки. Например,
в первом уравнении множитель есть перемещение точки приложения силы
Хг по направлению той же силы, вызванное силой Xr = 1; произведение
ХА,. ПРИ любом значении силы Хг выражает собой перемещение той же
точки по тому же направлению, вызванное силой Хт. Второй член Х2б12 вы-
ражает собой перемещение той же точки по тому же направлению, вызванное
силой Х2. Последний (свободный) член А1Р выражает собой перемещение той
же точки и опять по тому же направлению, но вызванное всей совокупностью
внешней нагрузки. Таким образом, смысл первого уравнения заключается
в том, что суммарное перемещение точки приложения силы Хх по направле-
нию ее действия равно нулю.
240’
При необходимости вести расчету каркасов с идентичными геометриче-
скими схемами для ряда кранов с различными грузоподъемностями удобнее
всего нагружать систему поочередно единичными силами Р1==1, Ра= 1,
Ръ = 1, тогда система будет решаться трижды и для каждого случая нагру-
жения необходимо будет составить канонические уравнения.
Для определения перемещений рамы может быть использован способ Мора
в преобразованном А. Верещагиным виде [531. Для этой цели предварительно
строят эпюры изгибающих моментов от действия сил Хх = 1, Х2 = 1, Х3 — 1
(фиг. 175, в) и подсчитывают вызванные ими перемещения. Для определения
последних для каждого элемента рамы находится произведение площади эпю-
ры изгибающего момента от силы, действующей на главном направлении,
на ординату эпюры изгибающего момента от силы, действующей на побочном
направлении, соответствующую положению центра тяжести первой эпюры;
для получения величины перемещения это произведение должно быть разде-
лено на жесткость элемента EJ.
Для примера приводится подсчет перемещений бы и д1а. Обозначения
элементов рамы II и их размеров даны на фиг. 175, б, в и г.
Hi/’ + «W + <»W) = J7( ifm 0 +1 fs 4 f) =
819=841 = 4?ад>+ш'Х + <,г/',,) = ^[|//п1<: + 0-4м(а—|б)]^
=sAr[M-4fs(3a-26)].
Аналогично определяются все остальные перемещения, обозначенные
буквой 6.
Затем строят эпюры изгибающих моментов от сил Pj = 1, Р2 = 1, Ра = 1
(фиг. 175, г) и определяют вызванные ими перемещения, например Д1Р1 й Д1р ,
А1Р = -1- (и1 г14-о)п г’14-<on,zH1) . ^/(Зот —n)
lP1 EJk Pi* ‘ Pi 1 ‘ Pi 1 > EJ 2 3m ' 6EJ m
д — 1 fw1 zl -I- u)n zu Рюш2шЪ— 1 ,en,3m~nf— 1 enf(3m — n)
+ W )— Ej‘~2 3m GEJ m
Аналогично вычисляются все остальные перемещения, обозначенные бук-
вой Д.
Найденные таким образом значения перемещений подставляют в канони-
ческие уравнения и находят неизвестные Хь Х2, Х3 и реакции опор рамы в точ-
ках В и С для случаев нагружения ее поочередно силами Рг — 1, Ра = 1,
Р3 = 1. Так, например, реакции рамы II в точках В и С при нагрузке ее си-
лой Pr = 1 (фиг. 176) определятся следующим образом.
Для элемента BE суммы проекций всех сил, приложенных к нему, на оси
у и х равны
£Y=VB — Х2 = 0, откуда Ув=Хй;
£Х = М,—ЛЧ-Xj^O, откуда Яв==Л —Xi=l —
сумма моментов этих сил относительно точки В
v /VI = Мв 4- Х3 + XJ + X9fe — Pih = 0,
откуда
MB = l-h — Xtf — Xtk~ X3.
Для элемента CFE
£У = Х8—Vc==0, откуда VC = X9,
'£X = HC — Xi = 0, откуда HC=X£
241
сумма моментов относительно точки С#
2 /И = МС — XJ + %а(а — Ь) — Х3 = 0.
откуда Мс = XJ — Х2 (а — Ь) + Х3.
Затем для каждого из случаев нагружения строятся эпюры изгибающих
моментов и продольных сил в элементах действительной рамы II.
Фиг. 176. Эпюры изгибающих моментов и продольных сил в элементах действительной рамы
II от сил Рк => 1, Р2 =» 1, Р3 » 1.
Пример определения изгибающих моментов и продольных сил, действую-
щих в элементах рамы II при нагрузке ее силой Рх = 1, приводится ниже
(фиг. 176).
Для элемента ХЕ
Л4к = 0, МЕА = Р, (A — f) = 1 (A — /); NKE = Pi cos<x=l-cosa.
Для элемента ЕВ момент заделки в точке В определен выше;
7И£2 = Р1(Л-/)-Х8 = Ь(А-/)-Х3,
Neb = VB sin а 4" Нв cos а.
Для элемента CF момент заделки в точке С определен 'выше;
Мы = Hcf -f~ Vc b — Me, Ncf = Vccos £ — 77c sin £•
Для элемента EF
ME=—Xa; ME=Mfl;
Как указано выше, при расчете рамы III рассматриваются силы Рл, Р5,
Рв и моменты Mi и Af2 (фиг. 173).
Горизонтальная сила Р4 может быть направлена в ту или другую сторону.
Вертикальная сила Рб всегда направлена вниз вдоль передней стойки рамы III
и нагружает ее только продольным сжимающим усилием. Вертикальная сила Рв
может быть направлена вверх или вниз и нагружает продольным растягиваю-
щим или сжимающим усилием заднюю стойку рамы III. Моменты Мх и М2
могут быть направлены по часовой стрелке или против нее.
242
Фиг. 177. Схемы и эпюры-к расчету рамы///: а — реакции
опор рамы и эпюры изгибающих моментов и продольных
сил при действии силы Р4 = 1; б — то же при действии мо-
мента М = I.
в_____________е
Фиг. 178. Эпюры изгибающих моментов и продольных сил в элементах рамы
/// при действии на раму // сил Рх -== 1, Р2 = 1, Ps = 1.
243
Таблица 86
Изгибающие моменты и продольные силы, возникающие в элементах боковых рам
каркаса при действии на них единичных нагрузок
Таким образом, для рамы III достаточно произвести расчет только для
двух случаев нагружения: 1) при действии силы Р4 и 2) при действии любого
из моментов Мг или Мй. Все остальные варианты могут быть получены из
построенных эпюр изгибающих моментов Ми и продольных сил N путем соот-
ветствующего каждому случаю нагружения рамы изменения знаков. Рама III
может быть рассчитана по готовым формулам [91. Так как принято» что Jr — J2l
то k = = у, где /г и I — соответственно высота и пролет, a и J2 — мо-
менты инерции сечений стоек и ригеля рамы III (фиг. 173, б).
При действии горизонтальной силы Р4 — 1 реакции опор и моменты в уз-
ловых точках будут равны (фиг. 177, а)
HA=HD=^=~,
I/ — v ___p*h 3fe — A
VA — Vd— -j z '6А4-Г
л, P4h 3*4-1 h ЗЛ+1
MA =MD = -2 =
(197)
— Mc — -2 ‘6/г+1— 2 *6Л+Г
244
При Действии в узле В момента М. — 1 реакции опор и моменты в узловых
точках будут равны (фиг. 177, 6)
гг тт ЗЛ4 _________ 3
ПА nD 2Л (й + 2) 2й(А4-2) ’
мА = -М__________=—!__________________’___
А 2(k + 2) 2(6fc+l) 2(А4-2) 2 (6А 4“ 1) *
M _ М , Л4 _ 1 I
D 2 (А 4-2) "Г 2 (6А 4- 1) 2(A4-2)"*’2(6A4-1)‘
(198)
Далее строятся эпюры изгибающих моментов Ми и продольных сил N от
нагрузок в узлах В и С рамы III, возникающих при действии на раму II
поочередно сил Рх = I, Ра = 1, Р3 = 1 (фиг. 178).
Затем составляется сводная таблица изгибающих моментов и продольных
сил, действующих в элементах рам II и III от единичных нагрузок (табл. 86)
и такая же таблица усилий от фактической нагрузки по схеме фиг. 174 (табл. 87).
Таблица 87
Изгибающие моменты и продольные силы, возникающие в элементах боковых рам
каркаса при действии на них фактических нагрузок
245
Напряжения определяются по формулам (139), (140) для всех опасных
сечений элементов каркаса. К последним относятся сечения, в которых
изгибающий момент и продольная сила имеют наибольшие значения, а также
сечения, ослабленные вырезами, отверстиями и пр.
13. Поворотные колонны и платформы
На фиг. 179 показана колонна портального крана с уравнительным по-
лиспастом грузоподъемностью 5 Т. Колонна состоит из двух частей — ниж-
ней 1 и верхней <?, соединенных между собой болтами через платформу 2.
К верхней части колонны крепятся блоки грузовых канатов 4 и площадка для
Фиг. 179. Поворотная колонна портального крана грузоподъемностью 5 7
с уравнительным полиспастом.
их обслуживания 5. В отверстие 7 вставляется ось шарнира коромысла подвиж-
ного противовеса, а в отверстие 9 — ось нижнего, шарнира стрелы. Внутри
верхней части колонны на площадке 6 расположен механизм изменения вы-
лета стрелы и лестница 8, ведущая к верхней площадке 5.
Внизу колонна имеет башмак 10, при помощи которого она опирается на
упорный подшипник, укрепленный на крестовине портала (фиг. 197, а). Гори-
246
зонтальные силы воспринимаются крестовиной и оголовком портала: одна
из сил передается на крестовину через опорный подшипник, другая — через
опорные ролики, прикрепленные к платформе и колонне (фиг. 180, разрез
В — В), на круговой рельс оголовка.
Платформа (фиг. 180) представляет собой одно целое с колонной и вра-
щается вместе с ней. Из условий перевозки по железным дорогам платформа
разделена на две части: раму 1 и площадку 2, соединяемые друг с другом на
монтаже болтами. На платформе устанавливаются все механизмы поворотной
части крана, за исключением механизма изменения вылета, и размещается
электрооборудование. На передней части платформы (со стороны стрелы) кре-
пится кабина управления.
Несущими элементами платформы являются балки U-образного сечения,
накрытые приваренным к ним листом толщиной 6 мм.
Фиг. 180. Поворотная платформа портального крана грузоподъемностью 5 Тс уравнитель-
ным полиспастом.
Колонна рассчитывается на прочность по максимальным нагрузкам рабо-
чего состояния (2-й случай нагрузки) при вылете /?1г.ах и на выносливость
(1-й случай нагрузки) при вылете, равном 0,75 Rmax.
На фиг. 181 показана расчетная схема нагрузок на колонну, конструкция
которой приведена на фиг. 179.
В плоскости качания стрелы на колонну действуют следующие нагрузки
(фиг. 181, а):
Rd — равнодействующая натяжений грузовых канатов;
SE— усилие в рейке механизма изменения вылета;
Rf — усилие в опорном шарнире коромысла;
Ra — усилие в опорном шарнире стрелы;
Рв —давление ветра на колонну.
Перпендикулярно плоскости качания стрелы на нее действуют нагрузки
(фиг. 181, 6):
Т — Q,v-tg а — сила, вызываемая отклонением грузовых канатов от вертикали
на угол а и приложенная к концу стрелы (QK — вес груза и его
захватного устройства);
Т1С — касательная сила инерции стрелы, приложенная в ее центре
тяжести на расстоянии 1С от нижних шарниров;
247
Р'в — давление ветра на стрелу перпендикулярно плоскости ее кача-
ния, приложенное на расстоянии Г от нижних шарниров.
При расчете колонны все силы, действующие на нее в плоскости качания
стрелы, раскладываются на вертикальные и горизонтальные составляющие
(фиг. 182, а). Вертикальные составляющие вызывают в колонне продольные
усилия и сосредоточенные моменты, приложенные в точках A, F, Е, D. Гори-
зонтальные составляющие изгибают колонну.
Собственный вес колонны можно принять равномерно распределенным
по ее длине, он вызывает в колонне дополнительные напряжения сжатия.
Расчетная схема сил и моментов, действующих на колонну в плоскости
качания стрелы, представлена на фиг. 182, б, эпюры изгибающих моментов
перерезывающих сил.ф и продольных сил N— на фиг. 182, в.
Фиг. 181. Схема нагруЗДк на поворотную колонну.
Напряжения в расчетных сечениях колонны определяются по формулам
(141), (142).
На участке от опорного шарнира стрелы (точка Л) до платформы необхо-
димо учитывать, кроме того, кручение моментом Мк = Tl -j- Т1С1С + Р»/7,
изгиб моментом Mtt = (Т + Т1С + P'e)hA и срез силой Т + Т1г-|- Ря (/— длина
стрелы, 11а — расстояние от опорного шарнира стрелы до платформы, см.
фиг. 181).
Напряжения кручения особенно существенны для тех сечений колонны,
где имеются вырезы, так как эти сечения являются односвязными (см. п. 6,
часть третья).
Для сечений, в которых перерезывающая сила Q имеет большие значения,
необходимо проверять касательные напряжения.
На поворотную платформу в данном случае действуют следующие нагрузки:
а) собственный вес платформы, принимаемый равномерно распределен-
ным по ее площади;
248
б) вес кабины механизмов, принимаемый равномерно распределенным
по ее периметру;
в) вес электрооборудования, принимаемый равномерно распределенным
по длине стенки кабины, вдоль которой оно установлено;
Фиг. 182. Схемы и эпюры к расчету поворотной колонны:
а и б — схемы приложения сил; в — эпюры изгибающих
моментов Л4И, перерезывающих Q и продольных N сил.
г) веса лебедок, механизма поворота и кабины управления, принимаемые
сосредоточенными в их центрах тяжести;
д) усилия от грузовых канатов лебедки главного подъема (с учетом дина-
мики подъема);
е) реактивные силы H’qot роликов опорно-поворотного устройства (стр.266).
Конструкция платформы рассчитывается только на прочность по макси-
мальным нагрузкам рабочего состояния (2-йслучай нагрузки) при вылете /?тах.
14, Кабины [51]
Кабины управления. Кабины управления портальных кранов обычно
располагаются на поворотной раме, в передней ее части (фиг. 5 и 17). Для обес-
печения хорошей видимости из кабины наиболее удобно, когда ось ее совпа-
дает с осью симметрии крана.
В кабине управления устанавливается сиденье для крановщика и разме-
щаются приборы управления и аппаратура для освещения крана (командо-
контроллеры, трансформаторы, щит освещения и пр.); в задней части кабины
управления помещается отопительно-вентиляционная установка. Электро-
оборудование, которое может являться источником тепловыделений (сопротив-
ления, пускатели, коммутационная аппаратура), как правило, размещается
в кабине механизмов.
Каркасы кабин свариваются из профильного проката или гнутых на прес-
сах профилей. Пол кабины имеет сплошной деревянный настил и должен быть
покрыт резиновым ковриком. В качестве теплоизолирующего материала можно
применять мипор (вр. ТУМХП 3258—52), а в качестве оберточного мате-
риала — перфаль.
249
Фиг. 183. Общий вид кабины управления портального крана завода ПТО
им. Кирова.
Фиг. 184. Кабины поворотной части портального крана завода ПТО им. Кирова:
1 — кабина управления; 2 — кабина механизмов; 3 — поворотная платформа; 4 — колонна;
5 — механизм поворота; 6 — лебедки; 7 — сопротивления.
Кабины управления обычно проектируются таким образом, чтобы габа-
ритные размеры допускали перевозку их по железной дороге полностью соб-
ранными.
Общий вид кабины управления приведен на фиг. 183. Вес кабины с ото-
пительно-вентиляционной установкой составляет^ 1300 кГ, пульта управле-
ния и разводки кабеля ~ 300 кГ
Кабины механизмов. Механизмы поворотной части портальных кранов
располагаются в закрытых, водонепроницаемых, неотепленных кабинах.
Механизм изменения вылета укосины часто устанавливается в специальной
кабине, помещаемой на площадке над кабиной механизмов (фиг. 17) или в верх-
ней части каркаса (фиг. 4), а в кранах с колонной — внутри последней (фиг. 5).
Кроме механизмов, в кабине размещают панели и сопротивления. В тех слу-
чаях, когда кабина механизмов не вписывается в габарит подвижного состава,
конструкция ее делается разборной: стены составляются из отдельных щитов,
часть которых остеклена, а каркас перекрытия — из нескольких секций, каждая
из которых вписывается в габарит подвижного состава. Основные несущие
элементы каркаса перекрытия в настоящее время часто изготовляются из тонко-
листовой стали на гибочных прессах. Щиты стен штампуются из тонких листов
и соединяются друг с другом болтами. После установки щитов стен и каркаса
перекрытия кабина покрывается кровельным железом; при этом должна быть
обеспечена плотность всех ее соединений с каркасом (колонной) крана и каби-
ной управления.
К каркасу перекрытия кабины механизмов обычно крепится на болтах
двутавровая балка, по которой перемещается ручная тележка с талью для об-
служивания механизмов и оборудования, установленных в кабине. В кабине
также устанавливается один верстак.
Вес кабины механизмов составляет 2,5 -4- 3 Т.
Конструкция кабины механизмов, принятая на заводе ПТО им. Кирова,
показана на фиг. 184.
ГЛАВА IV
ПОРТАЛЫ
15. Схемы порталов
При выборе размеров и конфигурации просвета портала должны быть
удовлетворены требования ОСТ В КС 6435 (габарит приближения строений).
Порталы нормальной высоты (см., например, фиг. 186) применяются
главным образом для портовых и строительных портальных кранов. Судо-
строительные и судоремонтные краны обычно устанавливаются на высоких
порталах для лучшего обслуживания работ по монтажу и ремонту судов (см.
фиг. 188). Порталы строительных портальных кранов чаще всего делаются
однопутными, портовые же краны нередко перекрывают две или три железно-
дорожные колеи (фиг. 185). Соответствующие пролеты порталов портовых
Фиг. 185. Схемы порталов; а — однопутного; б — двухпутного;
в — трехпутного.
кранов по ГОСТ 7994—56 составляют 6,0; 10,5 и 15,3 jw; пролеты достроечных
кранов обычно равны би 10 ле; доковые краны имеют пролеты 3,5 ч-4,5 м.
У однопутных порталов ось вращения поворотной части располагается
посредине портала, у двухпутных — посредине или смещается; у кранов с трех-
путными порталами поворотная часть часто выполняется передвижной. Одно-
и двухпутные порталы обычно имеют рамную конструкцию (фиг. 185, о, б);
трехпутные порталы, по своим пролетам приближающиеся к козловым кранам,
иногда имеют с одной стороны жесткие, а с другой гибкие опорные ноги
(фиг. 185, в), что делает их конструкцию статически определимой.
При конструировании порталов следует обращать внимание на обеспе-
чение крановщику хорошей видимости места работы. Для. этой цели часто
срезаются верхние углы портала (см. фиг. 187).
Конструкция портала в значительной степени зависит от принятой схемы
крана. Так, например, в кранах с вращающейся колонной для закрепления
последней верхнюю часть портала приходится делать с двумя опорно-связую-
щими плоскостями — оголовком и крестовиной, служащей для поддержания
нижней опоры колонны.
252
Если ранее преобладали решетчатые или решетчато-листовые конструкции
(фиг. 106, в), то в настоящее время применяются главным образом порталы/
состоящие из элементов с коробчатыми сечениями (фиг. 106, г) или выполнен-
ные из труб.
Краностроительный завод «Демаг» (ФРГ) выпустил ряд кранов с порталами
на трех опорах (фиг. 107 и 109), что облегчает их конструкцию и улучшает
проходимость крана по криволинейным подкрановым путям, но ухудшает
Фиг. 186. Однопутный портал крана грузоподъемностью 3 Т
условия его устойчивости. В практике отечественного краностросния порталы
на трех опорах распространения не получили.
В целях выяснения действительной работы порталов различных конструк-
ций кафедрой подъемно-транспортных машин ЛПИ им. Калинина в течение
Мюследннх лет были проведены исследования, которые дали возможность уточ-
!ЯГП» методы расчета порталов и облегчили выбор их рациональной конструк-
ццв (см. гл. V данной части).
16. Конструкции порталов
Однопутный портал рамно-решетчатой конструкции, изображенный на
М*. 186, был принят для серии портальных кранов грузоподъемностью 3 Т и
22/6 м, изготовленных заводом ПТО им. Кирова для строительства
^ДкДонского канала, а также для некоторых портов (выпуск 1950 г.).
253
Портал состоит из верхнего строения (оголовка) и четырех опорных ног,
связанных между собой в плоскостях, параллельных подкрановым путям,
полураскосными решетками.
Верхнее строение портала состоит из четырех ригелей, соединенных между
собой ромбической решеткой, элементы которой являются вместе с тем угловыми
балками, на которые опирается цевочный барабан.
Решетки, связывающие ноги, замыкаются внизу затяжками, которые
представляют собой отдельные марки и крепятся к ногам при помощи закле-
пок или чистых болтов. Затяжки по концам имеют башмаки, с помощью кото-
рых портал опирается на балансиры ходовых тележек.
Изображенный на фиг. 187 портал, имеющий увеличенную по сравнению
с нормальной высоту — 14,5 м от головки подкрановых рельсов — и пролет 10 м
Фиг. 187. Портал крана грузоподъемностью 10 Т.
был также принят для серии кранов строительства Волго-Донского канала, а
затем и для других гидротехнических строительств. Особенностью этого портала
является то, что ригели его рам усилены решеткой с затяжкой. Переход от
ригелей к ногам осуществлен посредством наклонных элементов, что улучшает
видимость места работ для крановщика.
Все элементы рам сварные двутаврового сечения со стенкой переменной
ширины. Затяжки ног усилены шпренгелями, что необходимо для восприятия
усилий от домкратов, на которые устанавливается кран при выкатывании
ходовых тележек.
Портал 75-тонного достроечного крана (выпуск 1951 г.) (фиг. 188) пред-
ставляет собой решетчатую пространственную систему, состоящую из двух
вертикальных плоских ферм с полураскосной решеткой и двух наклонных
плоских рам с решетчатой надстройкой. Все четыре плоскости завершаются
ригелями, несущими цевочный барабан, на который опирается поворотная
часть крана. Плоскости портала, параллельные подкрановым путям, замы-
каются внизу затяжками, усиленными системой шпренгслей, необходимых
для установки крана на домкраты при выкатывании ходовых тележек.
254
Фиг. 188. Портал достроечного кранаУ грузоподъемностью 75/50 + 10 Т.
Л-A
6-5
В плоскостях рам верхние ригели портала имеют двутавровое сечение, в пло-
скостях ферм — коробчатое. Ноги портала имеют двутавровое сечение.
На фиг. 189 показан портал кранов грузоподъемностью 10 Т и вылетом
30 м (выпуск 1961 г.), имеющий четыре опорные ноги коробчатого сечения,
соединенные с верхним строением (оголовком) фланцевыми стыками на болтах.
Цевочное колесо составляет одно целое с оголовком; цевочный барабан как
Фиг. 180. Портал с поворотным кругом крана грузоподъемностью 10 Т
отдельная монтажная марка отсутствует. Конструкции ног и элементов ого-
ловка выполнены из листов толщиною 8 12 мм.
Порталы кранов с поворотной колонной (фиг. 190) представляют собой
пространственную рамную конструкцию, состоящую из двух плоских рам,
расположенных по диагоналям опорного контура и соединенных между собой
в верхней части кольцевым оголовком, в средней части — крестовиной и вни-
зу — затяжками. Крестовина служит опорой для пяты колонны и присоеди-
няется к ногам портала посредством фланцевых стыков на болтах.
17. Расчет порталов
При расчете порталов рассматриваются два случая работы кранов с гру-
зами (1-й и 2-й случаи нагрузки). Кроме того, должна производиться дополни-
тельная проверка прочности их конструкции при установке крана без груза
на домкратах. По 3-му случаю нагрузки (нерабочее состояние крана) рассчи-
тываются только порталы тяжелых кранов с особо большим вылетом.
При расчете порталов кранов с поворотным кругом коэффициенты динамич-
ности ф, приведенные в табл. 70, следует увеличивать на 10% (см. гл. V дан-
ной части).
Для каждого расчетного случая рассматривается несколько комбинаций
нагрузки на портал от поворотной части крана и расчет ведется по наиболь-
шим нагрузкам. Обычно принимаются комбинации по табл. 24.
256
г
Фиг. 190. Портал крана с поворотной колонной грузоподъемностью 5 Т.
257
Примем следующие обозначения.
Gn4'— вес поворотной части (без груза и захватного приспособления);
П — вес грузозахватного приспособления;
Q — вес номинального груза с грузозахватным приспособлением;
Q? — вес эквивалентного груза с грузозахватным приспособлением
[формула (23) и табл. 21);
ф — поправочный коэффициент, учитывающий динамическое прило-
жение нагрузки при подъеме или опускании груза (см. п. 2
третьей части);
а — угол отклонения грузовых канатов от вертикали (см. 6
первой части);
Т| и Т2— касательная и центробежная силы инерции поворотной части,
возникающие при торможении механизма поворота;
Т3 — сила инерции, возникающая при качании укосины (вес груза в рас-
чет не принимается, так как его инерция учитывается углом а);
Рв — давление бокового ветра на укосину;
Р11 — давление ветра на поворотную часть крана;.
О1П
Рв — » » укосину в плоскости ее качания;
Р*« — » » » портал и цевочный барабан (при наличии его);
Pirax—максимальный вылет крана (от оси вращения);
Pmin— минимальный » » » » »
Л'о — расстояние от центра тяжести поворотной части до оси ее вращения;
с — расстояние от оси вращения до точки приложения силы Pj;
Ло — расстояние от центра грузовых блоков до головки кругового
рельса на портале или до верхней опоры вращающейся колонны;
Л* — то же от точки приложения силы PJ;
Лп — » » » » » » р”;
Л111 — » » » » » » Р1";
hlv » » » » » Р7;
Аа — » *от центра тяжести поворотной части крана;
Л3 — » » » » укосины.
1-й случай нагрузки
Комбинация А. Кран неподвижен, подъем эквивалентного груза Q, с земли
на вылете, равном 0,75 /?1|ах> при половинной скорости подъема.
Фиг. 191. Схемы нагрузок на портал: а — при положении стрелы поперек подкра-
нового пути; б при положении стрелы вдоль подкранового пути.
В этом.случае на портал действуют (фиг. 191):
а) момент опрокидывающий поворотную часть в вертикальной плос-
кости и равный
258
Мв — ф^эО,75/^П1ах СпчХ^,
б) вертикальная сила У, приложенная по оси крана,
/V = <bjQ -I- Gnu*
Наименьшие усилия, из которых исходят при определении от1П при рас-
чете на выносливость, находятся при Q = П и вылете, равном 0,35 ах-
Комбинация Б. Кран с эквивалентным грузом на вылете, равном 0,75/?тах;
нормальное торможение механизма поворота; грузовые канаты отклонены от
вертикали на угол он.
В этом случае на портал действуют:
а) момент
Мв ==0.э 0,75/^гпах -р- Th0 GrmXfh
б) вертикальная сила
N"— Qa Gn>t\
в) горизонтальная сила Н, сдвигающая по-
воротную часть крана и равная
Я=Т-0,5Л;
г) момент Мг, вращающий поворотную часть
и равный
М г =. Т 0,75/?тах -|- 0,5Г
В этих формулах
71 = Q5tga].
2-й случай нагрузки
Комбинация В. Кран неподвижен; подъем
номинального груза с земли на максимальном
вылете и с полной скоростью (рывок).
В этом случае портал подвергается воздей-
ствию:
а) момента
М в — фп Q^max GnvXo^
б) вертикальной силы
= фп Q Gnu-
Фиг. 192. Схема к определению
горизонтальной силы Н, дейст-
вующей на портал от поворот-
ной части крана.
Комбинация Г. Кран с номинальным грузом на максимальном вылете;
резкое торможение механизма поворота и изменения вылета; наибольший
ветер рабочего состояния (п. 5, часть первая).
В этом случае портал подвергается воздействию:
а) момента
:==QRmax “к Th$ -f- l\h2 -j- T-fa—Gn4Xf)-\-Peh ;
б) вертикальной силы
=Q Ч- Gnu,
в) горизонтальной силы H, которая будет иметь наибольшие значения
(фиг. 192):
в плоскости укосины
н=т+тг+т,++р"'-,
перпендикулярно ее плоскости
— TRma.x -|- 7\Xq -|- РвС*
г) момента
В этих формулах
7' = QtgaI.
259
При наличии в механизме поворота фрикционной муфты момент Мг
принимается равным 1,2 предельного момента этой муфты, приведенного
к оси вращения крана.
При проверке прочности металлической конструкции портала при уста-
новке крана без груза на домкратах стрела ставится в положение минималь-
ного вылета, а давление ветра на кран принимается равным 15 кГ/м2.
В этом случае на портал будут действовать:
а) момент
= Р1'л" + Pl"*'" - npmi„;
б) вертикальная сила
7V = П -р 6пч>
в) горизонтальная сила
его собственный вес Gn
Фиг. 193. Схема к опре-
делению плеча с пары сил,
создаваемой моментом Мв
при опирании поворотной
части крана на рельсо-
вые дуги.
Влияние распора,
Кроме перечисленных нагрузок от поворотной части,, на портал действуют
и вес цевочного барабана 6Ч<, а также давление ветра
PIV на них. Запас прочности и выносливости при
расчете порталов принимается в соответствии с ука-
заниями п. 11 первой части.
Вопрос о распределении нагрузок между элемен-
тами металлической конструкции портала весьма
сложен, и практическое решение его возможно лишь
на основе некоторых упрощающих предпосылок,
принимаемых в каждом отдельном случае в зави-
симости от особенностей конструкции портала.
Ригели верхнего строения (оголовка) портала
рассчитываются как балки на двух опорах. На осно-
вании исследовательских работ ЛПИ им. Калинина
(см. гл. V данной части) пространственность кон-
струкции портала может быть учтена при определе-
нии расчетных нагрузок на ригели введением коэф-
фициента т = 0,7 для порталов типа, приведенного
на фиг. 189, и т = 0,8 для порталов по фиг. 186.
разгружающего ригели, в расчете не учитывается, что
идет в запас прочности.
В портальных кранах с роликовым опорно-поворотным устройством в боль-
шинстве случаев нагружены все ролики и отставание рельсовых дуг от опор-
ных роликов в рабочем состоянии крана не имеет места. Как указано выше,
при нормальных условиях работы крана центральная цапфа не воспринимает
момент Мн (см. выше), опрокидывающий поворотную часть крана в вертикаль-
ной плоскости.
При опорных рельсах, выполненных в виде двух дуг (фиг. 193), моментМя
создает пару сил с плечом
где — радиус круга катания;
у — половина центрального угла, опирающегося на хорду длиной т,
рад.
При Y = -j-
О ~
sin т = 0.5 и с = 2/?0 ™ 1,9/?0.
6
При наличии цевочного барабана горизонтальную силу И считаем прило-
женной в середине его высоты. Эта сила передается через ходовые колеса крана
на подкрановые рельсы, вызывая в них реакции — от каждой ноги портала.
260
Момент /Иг, возникающий при торможении поворотной части крана, воспринй-
м
мается порталом и создает реактивную пару сил На — в плоскости голо-
вок подкрановых рельсов (2а — база портала).
Схемы действия сил на портал при положении стрелы вдоль и поперек
подкранового пути приведены на фиг. 191.
При расчете элементов металлической конструкции портала в каждом
отдельном случае стрела крана должна быть поставлена в такое положение,
чтобы нагрузки на рассчитываемый элемент получились наибольшими. Напри-
мер, при расчете ригелей оголовка стрелу надо поставить перпендикулярно
к этим ригелям. При опирании поворотной части через рельсовые дуги (фиг. 193)
наибольшая вертикальная нагрузка на
один ригель будет равна
нагрузок на ригели
Фиг. 194. Схема
оголов ка портала.
м
max---
40 ' АС
2
Сцб — вес цевочного бара-
бана; .
Gee — вес верхнего строе-
ния (оголовка) пор-
тала;
т = 0,7—0,8 — коэффициент, учи-
тывающий простран-
ственность конструк-
ции портала (см.
стр. 275).
В зависимости от конструкции верхнего строения портала вертикальные
нагрузки прикладываются к ригелям в виде сосредоточенных сил (фиг. 194, а)
или же в виде равномерно распределенной на участке длиной 2/0 нагрузки
(фиг. 194, б). В первом случае наибольший изгибающий момент в ригеле про-
летом 2Ь будет
V b
М — _
Jn«max— 2
В сечениях у опоры следует проверять скалывающие напряжения в ри-
геле от наибольшей перерезывающей силы, которая равна —
В некоторых случаях нагрузки, передаваемые на верхние ригели порталов,
бывают настолько велики, что пролеты последних приходится уменьшать
введением дополнительных разгружающих элементов, как это показано на
фиг. 188. В этом случае верхний ригель представляет собой балку на трех
опорах, из коих средняя — упругая. Реакция в точке В
P = Pi4-Ps, (а)
где Pi — нагрузка, приложенная в точке В и воспринимаемая балкой;
Р2 — нагрузка, передаваемая на подкосы.
При этом прогиб в середине двухопорнои балки пролетом 2/ под дей-
ствием силы Рх должен быть равен проекции на вертикаль укорочения подко-
сов под действием силы Р2, т. е. f2 = BBt (фиг. 195), или
А=А. (б)
Полагая, что нагрузка от цевочного барабана передается на верхний ри-
гель портала равномерно на участке 2/0 и принимая интенсивность этой на-
V
грузки, равной q = дТах, находим изгибающий момент в середине пролета
-zo
261
двухопорной балки длиной 2Ь
М и max — ^о<7 Ь 2~
Прогиб этой балки в середине пролета может быть определен следующим спо-
собом. Эпюра изгибающих моментов от действительной нагрузки принимается
за фиктивную нагрузку. При этом для упрощения расчета средняя часть
эпюры, ограниченная параболой, заменяется двумя трапециями (фиг. 195).
Тогда момент от этой фиктивной нагрузки в середине пролета
Прогиб под действием нагрузки, равномерно распределенной на участке-
длиной 2/0,
£__ Мф
1 ~ EJX ’
где Е — 2,1 /см- — модуль упругости стали;
Jx — момент инерции сечения ригеля относительно го-
ризонтальной оси.
Одновременно этот прогиб должен быть равен прогибу балки длиной 2d, на-
груженной в середине пролета сосредоточенной силой Р. Следовательно,
Мф _ Р(2Ь)9
EJX ’
р___
~ Ьл
На основании изложенного, составляющая Р, силы Р воспринимается балкой^
создавая прогиб
f — <2*)3
h &EJX ‘
Составляющая Р2 воспринимается полураскосами решетки, вызывая в каждом
из них сжимающее усилие
2 cos а ’
где а — угол между геометрической осью 'полураскоса и вертикалью.
Усилие S вызывает укорочение полураскоса на величину
— Sfw
Л1пр — PF ,
где /яр—длина полураскоса по геометрической схеме;
F6p — площадь брутто поперечного сечения полураскоса. Подставляя=
значение S, находим
д f Рjlnp __________Р-Ь_____ __ _Р
пр 2EFgp cos a 2EFgp cos а sin а EFgp sin 2з'
Из треугольника BNB'
£ _ РЕ)' _____
'2 1 COS а EFqp COSa • sill ‘2 а *
Так как узел В является общей точкой для балки и подкосов, то обязательно
соблюдение условия совместности, выраженное уравнением (б). Таким
образом,
Л (2£)3 _ Р2Ь__________. P,Z>2 _ Р2
48EJX EFgp sin 2а cos а ’ 6Jx Fgp sin 2a cos a
Подставляя в правую часть этого уравнения Р2 — Р — Рг и преобразуя, на-
ходим
= 6PJX
1 ЁбпЬ'2 sin 2a COS a -j- 6Jx ’
M , U")
p РгбрЪ2 sm 2a cos a i ' '
2 F(jpb~ sin 2a cos a -|- 6JX ’ )
Наибольший изгибающий момент в ригеле
М _ Pt (2b) _ 3PJxb
(200)
и тах 4 Fepb2 sin 2a cos a QJX'
*
Наибольшие нормальные напряжения
max _ r i
где Wx — момент сопротивления сечения балки относительно ее горизонталь-
ной оси.
Расчетное усилие в каждом полураскосе
Ps _ pF6pb3 sin 2a
2 COS a 2 (F6pb3 sin 2a cos a -|- QJX)
(201)
Напряжения в полураскосе проверяются по формулам
a- =
If
Т/м
° F
1 нт
где F и FHm — полная площадь поперечного сечения и та же площадь с учетом
ослабления сечения заклепочными отверстиями.
Портал нагружен крутящим моментом Мг = 4Р0Ь, причем полагаем, что
этот момент создается четырьмя силами Ро, приложенными в узлах /, 2, 2',
Г (фиг. 196, а) верхней плоскости, реакции же Р
принимаем лежащими в боковых плоскостях рам
портала и приложенными к узлам 6 и 5'
Верхняя ферма 7—2—2'—Г нагружена внеш-
ними силами PQ и уравновешивается внутренними
силами 7\, лежащими в боковых плоскостях, и си-
лами Т2, лежащими в передней и задней плоско-
стях портала.
Нижняя горизонтальная плоскость 3—4—4'—3'
нагружена внутренними силами Т4 и Т5. Силы Т4
.лежат в боковых плоскостях, силы Ть — в перед-
ней и задней плоскостях портала. Боковые пло-
скости 1—2—6—5 и Г—2’—6'—5' нагружены вну-
тренними силами 7\ и Т4 и уравновешиваются
силами Т3. Передняя и задняя плоскости 5—1—
/'—5' и 6—2—2'—6' нагружены реакциями R,
внутренними силами Т2 и Т5, лежащими в гори-
зонтальных плоскостях, и силами Т3, лежащими в
боковых плоскостях.
Реакция R, действующая в опорном узле 5',
.заменяется силой R, приложенной в узле 3', и па-
рой сил с моментом Rdlt вызывающим на боковых
плоскостях силы Т6, которые могут быть определены из уравнения Rd^-T^b.
В результате уравновешивания внутренними силами отдельных ферм,
•выделенных из рассматриваемой пространственной системы, получаем шесть
1оЧ(Ъ-^)
Фиг. 195. Схема к расчету
верхнего ригеля решетчатого
портала по фиг. 188.
263
Фиг. 196. Графический расчет решетчатого портала из кручение: а — схема действия сил,
вызывающих кручение; б — схема и диаграмма усилий в стержнях решетки передней плос-
кости портала.
неизвестных: 7\, Т2, Т3, Т\, Т5, которые определяются из уравнений
2Ra = 4P,bt (I)
4Р{>а = 2Tyb + 2T2b, (II)
1\с = Т31ц, (III)
7\с = Т^ (IV)
Rdl = 2T3b — Т&, (V)
R (^i Ci) == ЛА. Ч- 2ТзЬ. (VI)
После определения внутренних сил и реакций находятся усилия в стерж-
нях отдельных ферм (фиг. 196, б) и во всей системе.
Опорные ноги порталов рассчитываются на сжатие и изгиб. При расчете
на изгиб нога рассматривается как балка, заделанная одним концом в оголо-
вок и нагруженная на другом конце реакцией подкранового рельса. Для
определения наибольших возможных напряжений следует рассматривать три
положения стрелы: а) перпендикулярное подкрановым путям, б) параллель-
ное подкрановым путям, и в) под углом <р к оси, перпендикулярной под-
крановому пути.
Практические расчеты, проделанные для ряда кранов на заводе ПТО
им. Кирова, показали, что для ног портала расчетным является случай,
когда укосина расположена под углом <р к оси, перпендикулярной подкрано-
вому пути; при этом величина распора незначительна и в расчете может не
учитываться х.
Суммарные напряжения в ноге портала определяются по формуле
Н±у + Н^у
° “в?/7™
(202)
где VH — наибольшее вертикальное давление на ногу портала;
Нс — горизонтальное давление на ногу портала, направленное
перпендикулярно подкрановому пути;
Н\ —то же параллельно подкрановому пути;
Р — угол наклона продольной оси ноги портала к вертикали;
у — расстояние от головки подкранового рельса до расчетного
сечения;
WHm и W'HTn — моменты сопротивления нетто этого сечения относительно
осей, параллельной и перпендикулярной подкрановому
пути.
Обычно напряжения в ноге проверяются в двух сечениях: в месте пере-
хода от ноги к ригелю рамы и в месте расположения монтажного стыка (с уче-
том ослабления заклепочными отверстиями).
Портал крана с поворотной колонной представляет собой пространствен-
ную двухъярусную рамную конструкцию (фиг. 190). Для упрощения расчета
эта конструкция может быть расчленена на две одинаковые плоские рамы,
каждая из которых внутренне трижды статически неопределима.
Элементы крестовины, поддерживающей нижний подшипник колонны,
являются нижними ригелями рам и рассчитываются совместно с ними. Сече-
ние затяжек ног портала принимается из конструктивных соображений и мо-
жет на прочность не проверяться, так как испытания модели этого портала
и расчеты показали, что напряжения в них весьма малы. Нагрузки от колонны
передаются на портал следующим образом (фиг. 197, а).
1. Вертикальная сила N передается через упорный подшипник на кресто-
вину и распределяется поровну между обеими рамами.
2. Момент в плоскости качания стрелы Мв создает горизонтальную пару
сил с моментом HQhQ.
1 Определение вертикальных и горизонтальных давлений, действующих на опоры
портала, см. п. 15, часть первая.
265
Одна из этих сил передается через опорные ролики на круговой рельс,
укрепленный на кольцевом оголовке портала; другая через сферический
радиальный подшипник передается на крестовину. Как видно из фиг. 197, а,
верхняя сила Но действует по оси верхнего пояса оголовка, а нижняя сила Но —
по оси нижнего пояса крестовины. Под действием силы J70 ролики будут нагру-
жены силами Но = —(фиг. 197, б).
2cos '2
3. Горизонтальная сила Н, действующая на поворотную часть, восприни-
мается так же, как и верхняя сила J70, а потому суммируется с нею. Общее
Фиг. 197. Схемы передачи нагрузки от колонны на портал.
Н + Но
давление от одного опорного ролика на круговой рельс равно ---L ” , где
2cos2
у — центральный угол между осями, проходящими через центры роликов
и центр кругового рельса.
4. Момент Мг передается на портал через зубчатый венец, укрепленный
на его кольцевом оголовке. Так как портал обычно симметричен относительно
Фиг. 198. Расчетные схемы плоских двухъярусных рам
портала: а—схема приложения нагрузок к раме; б — основ-
ная статически определимая рама.
взаимно перпендикулярных плоскостей, то можно считать, что момент Мг
распределяется между рамами поровну и уравновешивается реакциями под-
кранового рельса.
Сравнительные расчеты 1 внешне статически определимых и* неопредели-
мых рам показали, что усилия в них достигают наибольшей величины при от-
сутствии распора, поэтому раму можно рассматривать как статически опреде-
1 Тензометрическое исследование модели портала новой серии Q — 5 7, /?тах = 30 м.
Отчет кафедры подъемно-транспортных машин ЛПИ им. Калинина, 1957.
266
лимую относительно опор (одна опора шарнирная, другая подвижная,
фиг. 198). Имеющая место при этом погрешность идет в запас прочности.
При расчете рамы обычно принимается, что моменты инерции ее скошенных
участков постоянны и равны среднеарифметическому из моментов инерции
на границах этих участков.
Как показали исследования (см. гл. V, часть третья), кольцевой оголовок,
связывающий рамы портала, может быть заменен условной прямой балкой
с моментом инерции РхЭКв = 2JKx,rpeJK° —момент инерции сечения кольце-
вого оголовка относительно горизонтальной оси.
Статически неопределимая рама может быть решена методом сил (см.
п. 12, часть третья). Для этого отбрасываем лишнюю связь, разрезая верхний
ригель, и заменяем заданную систему (фиг. 198, а) статически определимой
и геометрически неизменяемой основной системой. Отброшенную связь заме-
няем силами Х19 Х2, Х3 (фиг. 198, б), для нахождения которых составляем
канонические уравнения метода сил поочередно для случаев нагружения рамы
Фиг. 199. Эпюры изгибающих моментов в элементах основной
системы от сил Хг = 1, = 1, Xs = 1, — 1; Нх = 1, Н2 = 1.
силами Nt = 1, Нх = 1, = 1. Для упрощения этих уравнений целесооб-
разно сделать разрез верхнего ригеля по оси симметрии рамы и приложить
силы Х2 к двум бесконечно жестким консолям, прикрепленным в месте разреза,
направив их по оси нижнего ригеля [53]. Тогда перемещения 6J2 = 621 =
= d13 = 631 — 0; кроме того, при действии силы = 1 перемещения Д1Р = Д2/>=
=0 и при действии силы Н2 = 1 перемещение Д2р — 0 (см. эпюры изгибаю-
щих моментов на фиг. 199).
В остальном ход расчета аналогичен изложенному в п. 12, часть третья.
Величина перемещения ног рамы портала определяется только от дей-
ствия вертикальной силы приходящейся на одну раму; горизонталь-
ные силы на это перемещение влияния не оказывают, а потому в расчете не
учитываются. Величина перемещения определяется по формуле Мора — Вере-
щагина
Д.лГд
£ ЕЕ
(203)
где МД —изгибающие моменты в действительной раме от силы ~
(фиг. 200, а), определяемые при расчете рамы портала;
Mp=i — изгибающие моменты в статически определимой раме от действия
единичной силы Р = 1, приложенной в точке, перемещение ко-
торой определяется, т. е. в шарнире подвижной опоры (фиг. 200,6);
267
— площадь эпюры изгибающего момента /-го участка действитель-
ной рамы от действия силы Р = 1;
с — ордината эпюры изгибающего момента /-го участка статически
определимой рамы от действия единичной силы Р = 1, взятая
соответственно положению центра тяжести эпюры изгибающего
момента на том же участке от действия силы Af j;
Е — модуль упругости материала.
Для рассматриваемой рамы перемещение ее ног направлено по диагонали
опорного контура портала; величина его равна (фиг. 200)
А ___ 2woJ'2 ,
““ ЕЛ I" ЕЛ ’
Это перемещение может быть представлено как геометрическая сумма
перемещений: вдоль подкранового пути Д и = Aw, sin q> и поперек подкранового
Фиг. 200. Эпюры изгибающих- моментов: а — в действительной
раме от силы JV>; б — в статически определимой раме от силы
Р = 1.
пути А-L = ДЛ, cos <р, где <р —угол между диагональю опорного контура и осью
портала, перпендикулярной подкрановым путям (фиг. 201).
Так как обе рамы портала нагружены одинаково, то можно рассматривать
два крайних случая деформации.
иг. 201. Схема деформаций опорных ног портала.
1. Неподвижными остаются ноги портала А и В, опирающиеся на один
и тот же рельс (фиг. 201, а). В этом случае увеличение колеи портала соста-
вит Al.
2. Неподвижными остаются ноги портала А и £>, опирающиеся на разные
рельсы (фиг. 201, б). Увеличение колеи портала будет при этом равно 2Д1-.
Действительные деформации будут несколько меньше определенных
указанным выше способом, так как в этом расчете не учитывается наличие
кольцевого оголовка, крестовины и нижних затяжек (при их наличии).
При проектировании размер колеи портала следует уменьшить на опреде-
ленную расчетом величину расхождения его ног.
268
Оголовок портала, показанного на фиг. 190, представляет собой круговое
кольцо, опирающееся на ноги портала. При расчете портала он был условно
заменен двумя балками — верхними ригелями плоских рам. Если стрелу
поставить так, чтобы плоскость ее качания совпадала с плоскостью рамы АС,
то на кольцо со стороны фланцев А и С будет действовать растягивающая сила
₽! = — Р' -J- Р" т Р'", а со стороны фланцев В и D — сжимающая сила
Р2 = — Р' (фиг. 202). Силы Р', Р" и Р'" представляют собой нормальные
силы в условном ригеле соответственно от силы
момента Мв и силы Н, определяемые
при расчете портала.
Для предварительных расчетов можно
принять, что Z ф = 45°. Тогда в сечениях
А и С суммарный изгибающий момент от дей-
ствия сил Рг и Р2 1
с = (0.318Р, + 0,182Р2) Яо;
перерезывающая сила
Q4,c = —v;
нормальная сила
Д / __ Pi .
^А, С ----% ’
£
Фиг. 202. Схема приложения сил
к кольцевому оголовку портала.
в сечениях В и D суммарный изгибающий момент
MBt D = - (0,182Р, + 0,318Р2) Ро;
перерезывающая сила
Qfl, d = — v
Nb,d =— у;
— средний радиус кольца оголовка.
Для уточненных окончательных расчетов следует пользоваться форму-
лами, которые дает теория кривых стержней \
При определении напряжений в сечениях А, С и В, D фланцы не учиты-
ваются, что идет в запас прочности.
Суммарные напряжения в оголовке определяются по формуле (141).
Под действием растягивающих сил PY круговое кольцо оголовка вытяги-
вается в направлении ЛС, а под действием сжимающих сил суживается в на-
правлении BD.
Величина удлинения равна 2
2Лл =-£- (0.149Р, J-0.I37P,).
у
Величина укорочения
2Дл = (0.137Р, -НО, 149Р,).
.у
где JKy момент инерции сечения оголовка относительно вертикальной оси.
1 Н. М. Беляев. Сопротивление материалов, М.—Л., Гостехтеоретиздат, 1956.
2 С. П. Тимошенко и Дж. Лессельс. Прикладная теория упругости
М., Гостехнздат, 1930.
ГЛАВА V
ТЕНЗОМЕТРИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ МЕТАЛЛИЧЕСКИХ
КОНСТРУКЦИЙ ПОРТАЛЬНЫХ КРАНОВ
Для снижения веса и повышения надежности кранов весьма важно знать-
особенности работы их механизмов и металлических конструкций при различ-
ных условиях эксплуатации. Существенную роль при изучении этих особен-
ностей играют тензометрические исследования в натурных и лабораторных
условиях. Такие исследования позволяют установить действительные значе-
ния напряжений и закономерности их распределения по сечениям элементов,
определить фактические значения динамических нагрузок, деформаций, ам-
плитуд и частот колебаний и других величин, характеризующих работу крана.
В настоящей главе освещены опыт и результаты некоторых исследований,
проведенных в 1955—1961 гг. заводом ПТО им. Кирова совместно с кафедрой
ПТМ Ленинградского политехнического института в натурных условиях и на
металлических моделях.
18. Натурные исследования
В практике завода ПТО им. Кирова натурные исследования проводятся
при стендовой сборке головных образцов кранов на заводе и на местах эксплуа-
тации. В обоих случаях эти исследования проводятся как при нагружениях
крана экспериментальными грузами по специальной программе, так и при
нагрузках, имеющих место в реальных условиях его работы.
Напряжения измеряются при помощи проволочных датчиков сопротивле-
ния, наклеенных на элементы металлических конструкций или на специальные
тензовставки (для канатов), с непосредственным отсчетом по чувствительному
гальванометру (статические напряжения) или с записью на пленку при помощи
шлейфного осциллографа (динамические напряжения) [16, 52].
Наклейка датчиков и измерения могут производиться и в осенне-зимних
условиях при температурах ниже нуля. Результаты измерений при этом, как
показали опыты, не отличаются от результатов, полученных при нормальной
температуре (15—25° С).
Общие деформации конструкций крана измеряются обычно при помощи
кимографа или геодезических инструментов, углы раскачивания груза — при
помощи реохордов или специальных приборов (см., например, [25, 58]).
На фиг. 203 для примера представлена схема крана грузоподъемностью
10 Г с вылетом 30 выпущенного заводом ПТО им. Кирова в 1955 г., с указа-
нием мест (сечений) расположения датчиков (отмечены точками). Всего на
кране установлен 101 датчик. На фиг. 204 приведены типовые осциллограммы,
полученные на кране с шарнирно-сочлененной укосиной и гибкой оттяжкой
при подъеме груза «с подхватом».
Ниже изложены основные результаты натурных исследований 5-, 10- и
15-тонных кранов с вылетом стрелы 30 и 40 м и моделей их металлоконструк-
ций.
270
Эти исследования показали, что общепринятая (а также и принятая заво-
дом ПТО им.. Кирова) методика статического расчета раскосных хоботов и
стрел шарнирно-сочлененных укосин, включая и расчет на кручение, доста-
Фиг. 203. Схема расположения датчиков (отмечены точками) при
исследовании напряжений в конструкциях крана.
точно справедлива. Рамные раскосы можно принимать в расчете нулевыми.
Как показали исследования, нарушение уравновешенности стрелы вызы-
вает в элементах каркаса дополнительные напряжения, учесть которые расче-
том обычно не представляется возможным. Вместе с тем, суммарные напряже-
ния, измеренные при искусственном нарушении уравновешенности стрелы
в пределах, которые могут встречаться в практике, обычно не превосход т
расчетных, полученных при расчете каркаса как стержневой системы без
учета защемления в месте присоединения его к платформе (см. п 12 третьей
части).
Колебания размера колеи подкранового пути (касание реборд) практи-
чески не сказывается на напряжениях в портале, тогда как влияние профиля
271
пути существенно. Так, для порталу по фиг. 189 превышение рельса под одной
опорой на 36 мм над плоскостью трех других опор вызывает дополнительные
напряжения 380 кПсм* (измерения были выполнены при движении крана
по реальным путям).
При проскальзывании муфты предельного момента в металлоконструк-
циях крана возникают вибрации с частотой ~ 3 гц, вызывающие в стреле
дополнительные напряжения 70—100 кПсм2.
Результаты измерений динамического коэффициента ф при работе меха-
низма подъема указанных выше кранов приведены в табл. 88. Как видно из
Таблица 88
Динамические коэффициенты ф для металлических конструкций портальных кранов
завода ПТО нм. Кирова по результатам натурных исследований
Характеристика крана Год прове- дения иссле- дования Номи- нальная скорость подъема. MfMUH Условия проведения исследования Хобот Стрела Кар- кас 1 | Портал
ниж- ний пояс ! верх- 1 НИЙ 1 пояс нога ого- 1 ловок 1
Q = 7,5/10 Т, Rmax = 40/30 М । 1955 Подъем с под- хватом Торможение на спуске 1,4 1,08*’ 1,6 1,5s’ 1 1,5 1,2» 1 1 1 1 - 1 1 1
Q = 5 7, Яшах = 30 м 1956 78 Подъем с подхватом Торможение на спуске 1,6” — 1,79 1,53” —— i 1 1
Q = 10 Т, Rmax " 30 М 1957 53 Подъем с подхватом Торможение на спуске 1,29 1,3*’ 1,43 1,4” 1 1 1,44 1,41” 1,6 1,5 —
Q = 15 7, /?тах — 30 М 1958 56 Подъем с подхватом Торможение на спуске11 1,4 1,23 | 1 1,46 1,32 1,91 1,52 ! 1,34 1,22 1,51 1,23 1,50 1,21
п Скорость спуска 80 м/мин, время торможения 5,2 сек. 21 » » 65 » » » 1.2 п 3* » » 90 » » • 0.7 » < * » 60 » » » 0,7 » Ci » 80 » м 0.9 »
этой таблицы, для укосин с гибкой оттяжкой значения ф для стрелы выше, чем
для хобота. Это объясняется действием поперечной силы, возникающей на
конце стрелы за счет нарушения геометрии укосины при упругом удлинении
оттяжных канатов и выбирании их провисания [3]. Значения ф для портала
при подъеме груза с подхватом выше, чем при торможении опускающегося
груза, вследствие выбирания зазоров в опорно-поворотном устройстве в на-
чальный момент подъема груза. Учитывая, что эти значения коэффициента ф
получены при наиболее неблагоприятных условиях, в расчете могут быть
приняты меньшие значения (см. табл. 70).
Если пренебречь частотами высшего порядка, можно считать характер
колебаний металлоконструкций и усилий в канатах одинаковым (фиг. 204)
и принять, что вся металлоконструкция крана с грузом колеблется как единое
целое с одной частотой. Это указывает на то, что во многих случаях при дина-
мических расчетах кранов можно рассматривать их как одномассовую систему.
272
19. Основные положения методики исследования металлических моделей
Ленинградским политехническим институтом им. Калинина -проводились
исследования металлических моделей, выполненных с полным соблюдением
подобия натуре как по геометрической схеме, так и по размерам сечений, для
чего в отдельных случаях нужные профили выгибались из листов.
Масштаб моделей выбирался таким, чтобы толщина листов в них не была
менее 1,5—2 мм. При меньших толщинах, как показывает’опыт, благодаря
наличию искривлений, вмятин и т. п. трудно достичь такого качества изготов-
ления моделей, которое обеспечивало бы получение надежных результатов
исследований. Если рассмотреть, например, полосу единичной ширины, имею-
щую поперечную вмятину по всей ширине (фиг. 205), то напряжения в волок-
нах 1 и 2, расположенных на вмятине, составят
При е -°, т. е. при глубине вмятины более Ч6 толщины полосы, эти напряже-
ния меняют не только величину, но и
при растяжении полосы без вмятины,
листах при местных вмятинах, не рас-
пространяющихся на всю ширину.
Кроме того, вмятины могут служить
причиной преждевременной потери
местной устойчивости. На листах
большей толщины, а также на холод-
знак, по сравнению с напряжениями
Аналогичная картина имеет место на
Фиг. 205. Схема растяжения изогнутой по
л осы.
нокатаных листах местные вмятины
и коробления получаются обычно от-
носительно меньшими и легче под-
даются правке.
Для всех расчетов, связанных с переходом от натуры к модели и обратно,
используются обычно пересчетные коэффициенты (см., например, [5]), вели-
чины которых получаются из условий полного геометрического подобия и ра-
венства напряжений в соответственных элементах натуры и модели. Этим
определяются величины нагрузок на модель и соотношения деформаций, жест-
костей, частот колебаний и т. п. модели и натуры. При этом напряжения от
собственного веса не моделируются и не учитываются.
Существенное влияние на результаты исследований на моделях может
оказывать начальное (до нагружения) положение их опор. Поэтому модели
конструкций типа четырехопорных порталов, тележек, надстроек и т. п.
следует устанавливать на специальные регулируемые динамометрические
опоры, допускающие измерение опорных давлений и моделирование неровно-
стей подкранового пути (для порталов и тележек). Упругие элементы этих
опор должны обладать достаточно высокой жесткостью, с тем чтобы их соб-
ственная податливость возможно меньше искажала результаты исследования.
В практике завода ПТО им. Кирова и ЛПИ им. Калинина жесткость динамо-
метров таких опор (фиг. 206) для исследования моделей составляет 15—
20 Т1мм. Иногда в качестве опорных динамометров используются тензометри-
ческие свободно опертые балочки [68] переменной жесткости (переменное рас-
стояние между опорами балочки). Перед началом измерений положение опор
по высоте регулируется таким образом, чтобы при действии на портал (тележку,
надстройку) центральной нагрузки все четыре опорных давления были равны
между собой. Этим с самого начала устраняется влияние обусловленных ошиб-
ками изготовления погрешностей во взаимном положении опорных поверх-
ностей модели и основания.
Опыт показал, что нагружать модели при исследовании лучше всего при
помощи винтовых стяжек и пружинных динамометров. При больших нагруз-
ках бинтовые стяжки удобно заменять ручными талями.
273
Фиг. 206. Динамометрическая опора для исследований:
винтовая опора, укрепляемая на модели; 2 — спорны Л шарик; 3 — стрелоч-
ный индикатор; 4 — пружинное кольцо.
Фиг. 207. Модель портала крана на колонне грузоподъемностью 5 Т.
20. Исследование моделей порталов
Исследования проводились на моделях порталов по фиг. 189, 190 и 207
и имели целью определение общих деформаций портала, величин распора и
действующих в элементах портала напряжений, а также установление влияния
неровностей подкранового основания и жесткости портала на величину опор-
ных давлений крана (исследовался худший случай неподатливого основания).
Заключительным этапом исследований было разрушение порталов с целью
установления их несущей способности.
В качестве нагрузочных приспособлений применялись разнообразные
рычажные устройства (фиг. 208). Величины испытательных нагрузок и рас-
стояния точек их приложения от оси вращения поворотной части определя-
лись расчетом для каждого вида исследования (определение деформаций,.
Фиг. 208. Схема установки модели портала 15-тонного крана (фиг. 4)
на испытательном стенде:
мческая опора; 2 — нагрузочная винтовая стяжка;
нанометры; 4 — распорный домкрат.
распора или напряжений от действия веса поворотной части с грузом или без
груза и т. п.).
По результатам исследований для расчета порталов кранов с поворотной
платформой на роликовом круге, выполненных по фиг. 189, можно рекомендо-
вать следующие упрощения:
а) поворотная часть крана свободно оперта на портал, расстояние между
опорами равно диаметру кругового рельса;
б) ригели портала (оголовка) можно рассматривать как балки постоянного-
сечения, свободно опертые на верхние части ног и нагруженные опорными
давлениями поворотной части, равномерно распределенными по ширине
платформы; за расчетное сечение ригелей принимается только его коробчатая
часть (сечение в середине пролета); пространственность конструкции может
быть учтена умножением расчетных нагрузок на коэффициент 0,7—0,8;
в) ноги портала защемлены в оголовке и нагружены наибольшими опор-
ными реакциями основания и усилием в затяжке; усилие в затяжках опреде-
ляется как в элементе рамы, представляемой порталом в целом.
Исследования моделей порталов по фиг. 190 и 207 для кранов с вращаю-
щейся колонной показали, что расчет таких порталов можно выполнять путем,
расчленения их на плоские рамы, расположенные по диагоналям опорного
контура, с заменой верхнего кольцевого ригеля прямолинейной балкой с мо-
ментом инерции, равным удвоенному моменту инерции кольцевого ригеля
(см. п. 17 третьей части). Расчет плоских рам выполняется методом сил с уче-
том фактической степени статической неопределимости. При этом можно учи-
тывать только нагрузки, действующие в плоскости рамы; усилием в затяжке*
можно пренебречь. Исследования показали, что расчетным случаем является
275,
случай полного отсутствия распора. Некоторая условность замены кольце-
вого ригеля прямым, как показали сравнительные расчеты, не имеет практи-
ческого значения, так как изменение жесткости прямолинейного ригеля в до-
статочно широких пределах (Упрллг = 1 -s- 4,5 J ко ьц) почти не влияет на конеч-
ный результат расчета.
Исследования опорных давлений четырехопорных порталов на моделях
показали, что распределение этих давлений между опорами и напряженное
состояние отдельных элементов портала существенно зависят от состояния
подкранового пути по профилю (неровности), погрешностей изготовления
портала и ходовых частей, а также от вертикальной жесткости портала. С уче-
Фиг. 209. Схема к определению суммарной погрешности
ft: hK — погрешность изготовления крапа; й0 — погреш-
ность (неровность) основания.
том влияния этих факторов величина давлений на опоры может быть выра-
жена формулой 1
R = /?0 qp Д/? = -р сА, (204)
где — опорное давление, вычисленное без учета неровностей и т. д. из
предположения абсолютной жесткости портала;
с — вертикальная жесткость портала;
h — суммарная погрешность, равная высоте подъема одной из опор
крана над рельсом при невесомом (ненагруженном) кране; при этом
три другие опоры касаются рельсов и находятся в одной плоскости S'
(фиг. 209).
В этой формуле знак (—) действителен для двух диагонально располо-
женных опор, под одной из которых (опора С на фиг. 209) имеет место опуска-
ние рельса (отрыв опоры), знак (4-) —для двух других опор. Для иллюстра-
ции изложенного на фиг. 210 представлены экспериментальные графики изме-
нения опорных давлений модели в зависимости от опускания или возвышения
основания (рельса) под одной из ее опор по отношению к плоскости трех дру-
гих. Угол наклона прямых определяет вертикальную жесткость портала.
В табл. 89 приведены величины этой жесткости, определенные по результа-
там исследования моделей трех различных порталов и пересчитанные на на-
туру.
Проведенные исследования показали целесообразность создания порта-
лов, податливых в вертикальной плоскости. Это позволит снизить их кон-
структивный вес и стоимость основания подкрановых путей. Податливость
должна обеспечиваться конструкцией портала. Так, например, при равных
расчетных напряжениях портал с Н-образным ригелем (фиг. 211, а) более
податлив, чем портал с Х-образным ригелем (фиг. 190), а двухстоечный пор-
тал на ходовых балках (фиг. 211, б) еще более податлив.
1 Аналогичные по существу результаты получены в исследованиях [30], [54], [66], [68].
Фиг. 210. Экспериментальный график изменения опорных давле-
ний модели портала: R — опорное давление; h — опускание ос-
нования под опорой 2 или возвышение под опорой 1,
Фиг. 212. Схема подрессоривания опор для снижения
опорных давлений.
Таблица 89
Результаты исследования опорных давлений и несущей способности порталов
(в пересчете с моделей)
Характеристика крана с Т/мм fimax мм AZ? = сЛтах Т k
Q = 15 Т, Ятах= 30 м, завод ПТО им. Кирова, вып. 1957 г. (фиг. 189) 0,9 30 27 2,1 -j- 2,5— j оголовок
Q = 5 Т, ₽щах = 30 м, завод ПТО им. Ки- рова, вып. 1959 г. (фиг. 190) 18 27 >5 1
Q = 5 Т, 7?тах — 30 м, «Ленгипрореч- транс», вып. 1959 г. (фиг. 207) 0,8 35 28 4,5 I
с — вертикальная жесткость портала; Лтах — величина опускания рельса под данной опорой, приводящая к отрыву диаго- нальной опоры от рельса (стрела повернута в сторону данной опоры); — увеличение наибольшего расчетного опорного давления при Amax; k — отношение величины груза на максимальном вылете к величине номиналь- ного груза, при которой исчерпывается несущая способность портала.
В отдельных случаях, когда податливость портала может нарушить нор-
мальную работу сопряженных узлов (например, нарушить плоскостность
кругового горизонтального рельса), более целесообразным может оказаться
введение искусственной податливости в опоры крана (подрессоривание)
(фиг. 212). Конструкция таких опор должна обеспечивать быстрое затухание
возможных колебаний за счет трения (металлические прокладки между двумя
•смежными тарельчатыми пружинами, листами резины и т. п.). Однако такое
подрессоривание пока не нашло практического применения.
В практических расчетах опорных давлений в целях упрощения можно
исходить из абсолютной жесткости портала без учета второго слагаемого
в формуле (204), однако при этом следует принимать повышенные запасы проч-
ности, как это указано в п. 15 первой части.
Исследования несущей способности моделей порталов производились
путем последовательного определения несущей способности их отдельных
•элементов (мест), причем места, несущая способность которых исчерпывалась
ранее, исправлялись и укреплялись, после чего исследование продолжалось.
Результаты этих исследований показали, что несущая способность листовых
коробчатых конструкций определяется в первую очередь местной устойчи-
востью их отдельных элементов. Поэтому при изготовлении металлических
моделей для определения несущей способности таких конструкций следует
•особое внимание обращать на соответствие модели и натуры в отношении
местной устойчивости отдельных элементов (количество и расположение
ребер жесткости и диафрагм, типы приваривающих швов и т. п.).
21. Исследование моделей стрел
Для проверки правильности расчета стрел и их надежности на заводе
ПТО им. Кирова в ряде случаев • изготовляются модели стрел, чаще всего
в масштабе 1 5, с полным соблюдением подобия натуре. Испытания прово-
дятся при соответственно смоделированных внешних (расчетных) нагрузках,
действующих на стрелу в условиях эксплуатации. При этом исследуются общие
деформации, частоты собственных колебаний, а также величины напряжений
в расчетных элементах и в местах, трудно поддающихся расчету. Такие иссле-
дования стрел проводятся либо на модели целого крана, либо в специальных
нагрузочных устройствах на моделях стрел.
278
Так были исследованы модели стрел по фиг. 129 и 142. Результаты этих
исследований, проверенные затем в натурных условиях, подтвердили прием-
лемость общепринятой методики расчета стрел раскосной конструкции и,
в частности, расчета их на кручение (см. п. 9 третьей части).
Для уточнения или разработки отдельных вопросов расчета иногда изго-
товляются упрощенные модели стрел и исследуются при действии отдельных
Фиг. 213. Схемы моделей плоских ферм для иссле-
дования.
поперечных, продольных или скручивающих нагрузок. Результаты таких
исследований проверяются затем на полноценных моделях.
Так, для решения вопросов расчета безраскосных стрел (фиг. 131) были
изготовлены и исследованы И плоских моделей стрел (ферм) с различными
геометрическими схемами и с различным соотношением поперечных сечений:
поясов и стоек — симметричных (фиг. 213, а, б, в) и несимметричных (фиг..
213, г).
Эти исследования, в частности, показали, что при кручении таких стрел»
в их поясах и стойках возникают.существенные напряжения. Поэтому приме-
нение безраскосных стрел можно рекомендовать только для кранов с прямой
стрелой и уравнительным полиспастом. Результаты исследований были затем1
проверены на двух различных пространственных моделях безраскосных стрел
(фиг. 214).
По данным этих исследований была разработана упрощенная методика
статического расчета безраскосных стрел (см. п. 8 третьей части) на действие-
продол ьных и поперечных нагрузок.
ЛИТЕРАТУРА
1. А л е й н е р А. Л. Шарнирно-сочлененные укосины портальных кранбв. —
«Вопросы механизации», М., 1939, № 4, с. 12—16.
2. А л е й н е р А. Л. Шарнирно-сочлененные укосины плавучих кранов, Л.,
Машгиз, 1951, с. 44—57 (Труды ЛПИ № 4).
3. Алейнер А. Л. Динамический коэффициент для металлоконструкций кранов
с шарнирно-сочлененной укосиной. Л., Машгиз, 1955, с. 113—123 (Труды ЛПИ № 182).
4. Ашкенази Е. К- и Сиротский В. Ф. Исследование усилий в стре-
ловой конструкции крана с шарнирно-сочлененной укосиной и гибкой оттяжкой. — Труды
Ленинградской лесотехнической академии, 1949, № 67, с. 97—113.
5. Баранов Н. А. и Лю Си-шан ь. Тензометрическое исследование мо-
дели бетоноукладочного крана для строительства Братской ГЭС. — Научно-технический
информационный бюллетень ЛПИ им. М. И. Калинина № 11 (Машиностроение), 1958, с. 120—
6. Бейзельман Р. Д. и Цыпкин Б. В. Подшипники качения. — Спра-
вочник, М.— Л., Машгиз, 1959, 608 с.
7. Б е л я е в Л. М., Французов Я. Л., Монтаж кранов и перегружате-
лей, М., Машгиз, 1958, 300 с.
8. Благовещенский С. Н. Справочник по теории корабля. Л., Судпром-
гиз, 1950, 566 с.
9. Б л е й х Ф. Стальные сооружения. Т. пер. с нем. М.—Л., Госстройиздат
1939, 638 с.
1С£ > Богуславский П. Е. Металлические конструкции грузоподъемных ма-
шин и сооружений. М., Машгиз, 1961, 519 с.
И. Вайнсон А. А. Зубчатые передачи кранов. М., ГНТИ, 1945, 52 с.
12. В а й н с о н А. А. Подъемно-транспортные машины. М., Госстройиздат, 1959,
459 с.
13. Васильев А. Ф. Применение портально-стреловых кранов на строитель-
стве гидроузла.—«Гидротехническое строительство», 1954, № 6, с. 1—3.
14. В и сема н К. Расчет и конструкция крановых зубчатых колес. М., ОНТИ,
1935, 60 с.
15. ВНИИПТмаш. Расчеты крановых механизмов и деталей подъемно-транспортных
машин, М., Машгиз, 1959, 494 с.
16. ЁНИИПТмаш. Кн. 11. Методика испытаний крановых металлоконструкций.
М., Машгиз, 1950, 114 с.
17. Галеркин Б. Г. К расчету безраскосных ферм и жестких рам. М., Гостех-
издат. 1926, 24 с.
18. Г о р с к и й Б. Е. Графоаналитический метод определения основных размеров
крановых шарнирно-сочлененных укосин с жесткой оттяжкой. —/Вестник машиностроения»,
1960, № 2, с. 17—20.
19. Г о х б е р г М. М. Металлические конструкции подъемно-транспортных машин.
М., Р^чиздат, 1949, 386 с.
'20 ? Гохберг М. М. Металлические конструкции кранов. Расчет с учетом явле-
ний усталости. М.—Л., Машгиз, 1959, 182 с.
21. Дукельский А. И. Портовые и судовые грузоподъемные машины. Л.,
изд. «Морской транспорт», 1960, 516 с.
22. Е р о ф е е в Н. И. Предохранительные и сигнализационные устройства кранов.
М., Машгиз, 1960, 104 с.
23. Ерофеев И. И. Современные ограничители грузоподъемности кранов.—
«Безопасность труда в промышленности», 1959, № 11, с. 17—19.
24. Ерофеев Н. И. Способы предупреждения аварийных повреждений стрело-
вых кранов. М., изд. «Морской транспорт», 1958, 140 с.
25. Ж е р м у н с к и й Б. И. Новая установка для записи углов отклонения груза.
М., ОНТИ, 1959, с. 84—94 (ВНИИПТмаш, сб. № 23).
26. И в а н о в Б. В. Портальные краны на строительстве Куйбышевского гидро-
узла. Куйбышев, Оргэнергострой МЭС, 1957, 44 с.
280
27. И в а н о в Б. В. Транспортирование бетона кранами на Цимлянском гидроузле
Волгодонстроя.—«Механизация строительства», 1952, № 11, с. 7—12.
28. И м м е р м а н А. Г. Пространственная работа крановых стрел. — Расчет про-
странственных конструкций. Под ред. А. А. Уманского. Вып. 2. М.—Л., Гос. изд. литера-
туры по строительству и архитектуре, 1951, с. 27—42.
29. К а з а к С. А. Усилия и нагрузки d действующих машинах. Москва—Сверд-
ловск, Машгиз, 1960, 166 с.
30. К о г а н И. Я- Распределение давлений на колеса четырехонорных кранов. —
Некоторые вопросы расчета крановых конструкций. М., ОНТИ, 1959, с. 54—70.
(ВНИИПТмаш, сб. № 24).
31. Комаров М. С. Определение расчетных нагрузок производственных меха-
низмов и машин. Киев—Москва, Машгиз, 1958, 142 с.
32. Кудрявцев В. Н. Выбор типов передач. М.—Л., Машгиз, 1955, 56 с.
33. Кудрявцев П. А. Расчет пространственных стержневых систем па круче-
ние. М., Машгиз, 1950, с. 3—95 (ВНИИПТмаш, кн. 5).
34. К у р а е в В. В. Металловедение для строителей, М., Госстройиздат, 1952,
195 с., 6 листов таблиц.
35. Л а б о в с к и й М. Усиление стрелового устройства портального крана
«Каяр». — «Морской флот», 1960, №8, с. 10—11.
36. Ланг А. Г. Увеличение грузоподъемности портальных кранов. — «Механи-
зация строительства», 1954, № 11, с. 8—12.
37. Л а н г А. Г. и Мазовер И. С. Строительные портальные краны. Л.,
Госстройиздат, 1956, 188 с.
38. М а з о в е р И. С. Новая серия портальных кранов. — «Вестник машинострое-
ния», 1961, № 3, с. 49—53.
39. М а з о в е р И. С. 15-тонный портальный кран. — «Вестник машиностроения»,
1957, Ns 7. с. 38-43.
40. Механизация перегрузочных работ в портах. Л., изд. «Морской транспорт», 1958,
98 с. (Информационный сборник ЦНИИМФ, вып. 24).
41. М о р а ч е в с к и й Т. Н. Применение алюминиевых сплавов в строительных
конструкциях. М., Госстройиздат, 1959, 132 с.
42. Нормы и технические условия проектирования стальных конструкций Н и ТУ
121—55. М., Стройиздат, 1955, 72 с.
43. Одинг И. А. Допускаемые напряжения в машиностроении. Москва—Сверд-
ловск, Машгиз, 1944, 183 с.
44. П а в л о в Н. Г. К вопросу о выборе оптимальных размеров укосины поворотного
крана с уравнительным полиспастом. Л., Машгиз, 1950, с. 142—153 (Труды ЛПИ № 1).
45. П а в л о в Н. Г. О некоторых граничных условиях при выборе размеров
шарнирно-сочлененных укосин с гибкой оттяжкой. Л., Машгиз, 1950, с. 132—141 (Труды
ЛПИ № 1).
46. П а р н и ц к и й А. В. Шарнирно-сочлененные укосины. Свердловск—Москва,
Машгиз, 1948, 71 с.
47. ’Передачи цевочные. — Расчет, допуски и оформление рабочих чертежей.
МВР—72—58 ММФ. Л., изд. «Морской транспорт», 1958, 35 с.
48. П о п о в С. А. Проектирование инженерных сооружений из алюминиевых
сплавов, М., Госстройиздат, 1960, 202 с.
49. Портовые краны. Л., изд. «Речной транспорт», 1960, 51 с. (Труды ЛИИВТ, вып. IV).
50. П я с е ц к и й В. В. Определение коэффициента сцепления с рельсом гребен-
чатой губки противоугонного рельсового захвата. — Научно-технический информационный
бюллетень ЛПИ, 1958, № 11 (Машиностроение), с. 40—43.
51. Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов Госгор-
технадзора СССР. М., Госгортехиздат, 1959, 80 с.
52. П р и г о р о в с к и й Н. И., П р е й с с А. К. Исследование напряжений
и жесткости деталей машин. М., АН СССР, 1958, 130 с.
53. Р а б и н о в и ч И. М. Основы строительной механики стержневых систем,
М., Госстройиздат, 1960, 519 с.
54. Резников В. Б. К расчету опорных давлений портального крана, Л., 1960,
с. 12—24 (Труды ЦНИИМФ, вып. 26).
55. С а в р а н ч у к Г. Д. Уменьшение износов стальных грузовых канатов. —
Бюллетень технико-экономической информации ММФ. М., 1959, № 2, с. 23—27.
56. С а м о й л о в и ч П. А. Крановые шарнирно-сочлененные укосины, разгру-
женные от кручения, Л., I960, с. 8—17 (Труды ЛИИВТ, вып. IV).
57. С а м о й л о в и ч П. А. Техническая эксплуатация и монтаж подъемно-транс-
портных машин. М., изд. «Морской транспорт», 1955, 346 с.
58. С и р о т с к и й В. Ф., Смирнов В. А. Передвижная лаборатория
ЦНИИМФ для испытания подъемно-транспортных машин в эксплуатационных условиях.
Л., 1951, 15 с. (Труды ЦНИИМФ, вып. IV).
59. С и р о т с к и й В. Ф. Совместное действие продольных и поперечных нагру-
зок на стрелу крана. Л., 1957, с. 241—249 (Труды ЛИИВТ, вып. XXIV).
60. Б а р а т И. Е., Баршев В. Н., Богуславский П. Е. и др. Со-
временная подъемно-транспортная техника за рубежом. Обзор литературы под ред. Спива-
ковского А. О. М., Машгиз, 1957, 307 с.
6]. Справочник по кранам. Под ред. Дукельского А. И. Т. 1.М.—Л., Машгиз, 1961,
455 с., 1 вкл.
62. Справочник машиностроителя. Под ред. Н. С. Ачеркана. М.,Т. III, Машгиз, 1955,
851 с.
63. Технические условия проектирования и изготовления сварных пролетных строе-
ний железнодорожных мостов (ТУПИМ — СВ—55). М., Трансжелдориздат, 1956, 130 с.
64. Ш и м а н с к и й Ю. А. Динамический расчет судовых конструкций. Л., Суд-
промгиз, 1950, 407 с.
65. Ernst Н. Die Hebezeuge, В. I, II, Hl, Vierweg und Sohn, Braunschweig, 1953—
1958.
66. E r n s t H. Die Entwicklung neuer Kranformen mit Hilfe von Modell- und GroB-
versuchen, MAN—Forschungsheft, 1958, № 8, S. 5—27.
67. Ta e nser VV. Stahlmaste fur Starkstrom—Freileitungen, 1952.
68. Vetter H., UlbrichtH. Raddrucke bei vierradrigen Baukranen. — Maschi-
nenbautechnik, 1959, B. 8, Heft 8, S. 407—416.
69. W e I 1 n i t z W. Wirtschaftliche Oberlegenheit der gesehweiBten Stahlleichtbaur-
Konstruction im modernen Kranbau. — SchweiBen und Schneiden. 1957, H. 6.
СОДЕРЖАНИЕ
Часть первая, общие сведения
Глава /.Типы портальных кранов, выбор грузоподъемностей н скоростей 5
1. Основные типы портальных кранов ... ................ —
2. Производительность кранов, выбор грузоподъемностей и скоростей 16
3. Унификация портальных кранов 30
Глава II, Основные указания по расчету 32
4. Режимы работы и расчетные случаи нагрузок —
5. Весовые и ветровые нагрузки 33
6. Силы инерции и динамические нагрузки .... 36
7. Определение деталей и элементов крана, подлежащих расчету на выносли-
вость ... ...... 45
8. Определение эквивалентных нагрузок для расчета на выносливость 47
9. Расчетные нагрузки механизмов и металлических конструкций 50
10. Основные формулы для расчета на выносливость и прочность 52
11. Запасы прочности 56
Глава III.- Материалы 57
12. Материалы для металлических конструкций —
13. Материалы для деталей механизмов 60
Глава IV, Устойчивость портальных кранов и расчет опорных давлений 68
14. Устойчивость .... —
15. Расчет опорных давлений 70
Часть вторая, механизмы
Глава I, Расчет и конструирование основных деталей портальных кранов 76
1. Оси и валы ......... —
2. Шпоночные и зубчатые (шлицевые) соединения 80
3. Прессовые. соединения 81
4. Подшипники 83
5. Зубчатые передачи 86
6. Цевочные передачи 91
7. Соединительные муфты 96
Глава II. Механизмы подъема 99
8. Механизмы подъема грейферных кранов —
9. Механизмы подъема крюковых кранов 105
10. Ограничители перегрузки ПО
11. Расчетные нагрузки механизмов подъема 113
12. Выбор двигателей и тормозов —
Глава III. Механизмы поворота 116
13. Опорно-поворотные устройства кранов на колонне ... —
14. Опорно-поворотные устройства кранов на поворотном круге —
15. Расчетные нагрузки опор но-поворотных устройств 122
283
16. Определение давлений на опоры поворотной части 124
17. Колеса, катки, шары и рельсы 127
18. Приводы механизмов поворота 129
19. Выбор двигателей н тормозов 134
Глава IV. Укосины и механизмы изменения вылета 138
20. Определение размеров укосин ... —
21. Уравновешивание собственного веса укосин . . 144
22. Конструкция и расчет механизмов изменения вылета 145
23. Выбор двигателей и тормозов ... 154
24. Обеспечение безопасности работы механизмов изменения вылета 156
Г лава V. Механизмы передвижения 158
25. Конструкции механизмов передвижения —
26. Противоугонные захваты .............-. 162
27. Расчетные нагрузки опорных деталей ходовых частей 165
28. Выбор двигателей и тормозов
Часть третья, металлические конструкции
Г лава I. Основные вопросы конструирования и расчета 168
1. Новые металлические конструкции портальных кранов
2. Метод расчета и нагрузки
3. Сортамент и образование сечений ....
4. Принципы конструирования и расчета металлических конструкций кранов
5. Расчет элементов металлических конструкций на осевую силу .
6. Расчет элементов металлических конструкций на поперечную силу
7. Соединения и стыки
Глава II. Укосины
8. Укосины с уравнительным полиспастом ... . .
9. Шарнирно-сочлененные укосины с профилированным хоботом и ‘гибкой от-
тяжкой
10. Шарнирно-сочлененные укосины с прямолинейным хоботом и жесткой оттяж-
кой . .
11. Шарниры укосин
Глава III. Каркасы, колонны, поворотные платформы и кабины
12. Каркасы и поворотные платформы —
13. Поворотные колонны и платформы 246
14. Кабины [51] 249
Глава IV. Порталы 252
15. Схемы порталов . . —
16. Конструкции порталов 253
17. Расчет порталов 256
Г лава V. Тензометрические исследования металлических конструкций порталь-
ных кранов
18. Натурные исследования . .... —
19. Основные положения методики исследования металлических моделей 273
20. Исследование моделей порталов 275
21. Исследование моделей стрел 278
Литература 280