6П5.6

Р24

УДК 621.873(07)

Расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин.
Иванченко Ф. К. и др. Киев, издательское объединение
«Вита школа», Головное изд-во, 1978. 576 с,

В книге освещены вопросы расчета и проектирования гру-
зоподъемных и транспортирующих машин, изучаемых в курсе
«11одъемио-транспортные машины».

Приведена расчеты грузоподъемных машин (мостопого,
поворотных, передвижных кранов, крановых механизмов с
гидравлическим приводом) и транспортирующих машин (лен-
точных, пластинчатого, скребкового, шипового вибрацион-
ного и Других конвейеров, ковшовых элеваторов, пневмати-
ческих и гидравлических установок). Расчеты Даны в приме-
рах. Выполнен технико-экономический расчет эффективности
применения мостового крана и ленточного конвейера.

Второе издание дополнено новыми расчетами подъемно-
Транспортных машин и обновленными справочными материа-
лами.

Книга предназначена в качестве учебного пособия для сту-
дентов технических вузов и может быть полезна инженерно-
техническим работникам, конструкторам и заводским механи-
кам.

Табл. 99. Ил. 164. Список лит.: 36 назв.

Рецензент: кафедра подъемно-1 рапс портных машин Харьков-
ского политехнического института

Редакция литературы по машиностроению и приборостроению
Зав. редакцией О. А. Доб/ювачъский

31307—239

М21Ц04)—78

Р

(би Издательское объединение
«Вшца школа», 1975

©Издательское объединение

<Вшцэ школа», 1978,
с изменениями
ПРЕДИСЛОВИЕ

Грузоподъемные и транспортирующие машины являются не-
отъемлемой частью современного производства, так как с их помо-
щью осуществляется механизация основных технологических про-
цессов и вспомогательных работ. В поточных и автоматизированных
линиях роль подъемно-транспортных магнии качественно возросла
и они стали органической частью технологического оборудования,
а влияние их на технико-экономические показатели предприятия
стало весьма существенным.

В решениях XXV съезда КПСС указывается: «Увеличить про-
изводство прогрессивных средств механизации подъемно-транспорт-
ных, погрузочно-разгрузочных и складских работ, в том числе гру-
зоподъемных машин с дистанционным и программным управлениему
подвесных конвейеров с автоматическим адресованием грузов и ав-
томатизированного оборудования для складов»... «Шире внедрять
непрерывные виды транспорта — конвейерный, трубопроводный,
в том числе пневмоконтейнерпый, и канатно-подвесной»*.

^Увеличение производительности и улучшение технико-экономи-
ческих показателей подъемно-транспортных машин, повышение их
прочности, надежности и долговечности неразрывно связано
с применением новейших методов расчета и конструирования^

Инженер должен обладать знаниями, необходимыми для выпол-
нения основных расчетов подъемно-транспортных машин, и уметь
обоснованно подобрать их в комплекс оборудования. Курс «Подъем-
но-транспортные машины» является базой общетехнической подго-
товки студентов, способствует развитию их конструкторских навы-
ков и общей конструкторской подготовки. При выполнении курсового
проекта реальной машины (грузоподъемной, транспортирующей или
комплекса этих машин) студентам приходится анализировать
условия работы, составлять кинематические схемы механизмов,
правильно компоновать узлы и машины, вычислять нагрузки,
действующие на элементы машин, определять производительность
машин, мощность приводов, рассчитывать па прочность и долго-
вечность узлы и детали, металлоконструкцию, исследовать опти-
мальные параметры машины и отдельные ее узлы, определять тех-

•* Материалы XXV съезда КПСС. М., Политиздат, 1976, с. 18(Д 207.
нико-экономическую эффективность от применения выбранного
комплекса оборудования.

Примеры расчетов типовых подъемно-транспортных машин вы-
полнены с некоторым изменением (с методической точки зрения) их
параметров с учетом вариантов. Уделено внимание уточнению опре-
деления мощности приводов, расчету деталей подъемно-транспорт-
ных машин на прочность и выносливость.

Расчеты выполнены в основном по методике, разработанной Все-
союзным научно-исследовательским институтом подъемно-транспорт-
ного машиностроения. Кроме того, изложены основы динамических
расчетов грузоподъемных и транспортирующих машин, даны приме-
ры использования этих расчетов. В расчетах вместо маховых момен-
тов (как обычно принято) введены моменты инерции масс в соответ-
ствии с курсом «Теория маханизмов и машин». Этим самым сохра-
нена преемственность изучаемых курсов, значительно упрощены
формулы и расчеты.

Динамические расчеты, включенные в книгу, будут способст-
вовать повышению интереса студентов к научным исследованиям в
области динамики, прочности и надежности машин.

В последнее время все более широкое применение в подъемно-
транспортных машинах находит гидравлический привод, обладаю-
щий рядом положительных качеств. В главе V, написанной дои.»
капд. техн, наук В I I. Мелик-Гайказовым, даны примеры расчета
гидростатического привода и требования, предъявляемые к нему.

В книге приведены данные ГОСТов и нормалей, Правил Госгор-
техпаздора, а также другие справочные материалы, необходимые
для расчетов и проектирования подъемно-транспортных машин.
Параметры машин и их отдельных узлов и деталей приняты с уче-
том требований! существующих стандартов.

При подготовке второго издания книги учтены полезные советы
и замечания сотрудников ряда кафедр ПТМ, которым авторы выра-
жают свою признательность.
ГЛАВА I

ОСНОВЫ РАСЧЕТА

ПОДЪЕМНО-ТРАНСПОРТНЫХ МАШИН

§ 1, Решимы работы грузоподъемных машин

Для гр узо подъемных машин характерным является цикличность
работы механизмов с частыми пусками, остановками и реверсами.
Интенсивность работы и условия эксплуатации, тип и назначение
машины определяют режим работы ее, правильный выбор которого
необходим для расчета механизмов и металлоконструкций. В зави-
симости от режима работы принимают запасы прочности деталей,
динамические коэффициенты при расчете механизмов и металлокон-
струкций, коэффициент запаса торможения, параметры и тип элект-
родвигателя, От соотношения времени работы и пауз, характера на-
грузки различают режимы работы электродвигателем: продолжи-
тельный, кратковременный и повторно-кратковременный. Для кра-
новых механизмов изготовляют электродвигатели повторно-кратко-
временного режима, при котором двигатель не успевает нагреться
до определенной температуры, называемой установившейся, а за
время пауз не успевает охладиться до температуры окружающей
среды.

Согласно Правилам Госгортехнадзора режим работы грузоподъ-
емных машин устанавливают с учетом следующих величин:

1)	коэффициента использования механизма по грузоподъемности

=	(I)

т-и

где 0сР —среднее значение веса поднимаемого груза в течение
смены;

— номинальная грузоподъемность;

2)	коффициента суточного использования



число часов работы механизма в суткиф

24

3)	коэффициента годового использования

число дней работы механизма в году,
365	*
4)	относительной продолжительности включения двигателя
механизма

У>

/7Й = “— 100%,	(2)

' ц

где —время работы механизма в течение цикла, с;

Тц—полное время цикла, с,

т«=2/ + Е4,

^/0—-время пауз в течение цикла, используемое для выпол-
нения вспомогательных операций (захвата и. отдачи
груза и других операций, которые не могут произво-
диться во время подъема и перемещения гр^за), с;

5)	температуры окружающей среды;

6)	числа включений в час (среднего за смену).

При повторно-кратковременном режиме работы двигателя важ-
ным фактором является относительная продолжительность включе-
ния, поскольку от нее зависит температура нагрева двигателя. Что-
бы при изменении ПВ средняя температура нагрева двигателя не из-
менялась, нужно изменять нагрузку. При увеличении ПВ нагрузка
должна быть уменьшена, а при уменьшении ПВ — увеличена.

В зависимости от совокупности указанных факторов режимы
работы крановых механизмов и электрооборудования подразделя-
ют на: Л — легкий, С — средний, Т — тяжелый, ВТ — весьма тя-
желый. Для крановых механизмов характеристика режимов работы
приведена в табл* 1,для электрооборудования —в табл. 2. Режим
работы механизмов крапов принимают в соответствии с табл. 3.

Одним из основных параметров конструктивно-эксплуатацион-
ной характеристики грузоподъемной машины является производи-
тельность, которая при одних и тех же конструктивных качествах
рабочих механизмов зависит от рода груза, от применения автомати-
ческих и полуавтоматических захватных устройств, от условий ра-
боты, от организации рабочего процесса, от квалификации обслужи-
вающего персонала. В общем случае теоретическую производитель-
ность определяют по формуле

Я = пС0,	(3)

3600	й

где п = -у---количество рабочих циклов в час;

Оо — вес перемещаемого груза за один цикл.

При штучных грузах <?0 зависит от грузоподъемности машины и
приспособленности захватного устройства для перемещения кон-
кретного груза; при насыпных грузах — от емкости захватного уст-
ройства V, коэффициента его заполнения ф (табл. 4) и плотности р:

0е= Урф < С,	(4)

где 0 — грузоподъемность машины с учетом веса грузозахватного
приспособления.
Характеристика режимов работы механизмов

Режим работы механизма  г	Среднее допускаемое значение коэффициента использование механизма		
	по грузоподъем- ности, дгр	по времени	
		а течение года. Кг	в течение суток, «с
Л	0,25 •• 1,0	Нерегулярная редкая работа	
С	0,75	0.5	0,33
т	0,75	1.0	1,0	0,66
ВТ	1,0	1.0	1,0

Характеристика режимов работы электрооборудования
крановых механизмов

Таблица 2

Режим работы	Коэффициенты использован ин				Число вклад - чення о час (среднее за смену)	Температура окружающей среды, ° С
	^гр		«с			
	1.00	Нерегулярная ред-				
	0,75	кая работа				
Л	0,50	0,25	0,33	15	60	25
	0,25	0,50	0.67	15		
	0,10	1,00	1.00	25		
	1.00	1,00	0,67	15		
	0,75	0,50	0,33	25		
С	0,50	0,50	0,67	25	120	25
	0,25	1.00	1,00	40		
	0,10	1,00	1.00	60		
	1,00	1.00	0,67	25		
	1,00	1.00	0,33	40		
т	0,75	0.75	0,67	40	240	25
	0.50	1.00	1,00	40		
	0,25	1,00	1.00	60		
	1,00	1,00	1.00	40	4	45
	0,75	1,00	1.00	60		25
ВТ	0.50	1,00	1,00	60	300 •	(00	45
	0,25	1,00	1,00	60		45
	0,10	1.00	1,00	60		45
Режимы работы крановых механизмов (Госгортехнадзор СССР)

Режим работы механизма

Кр.пгь	главного подъема1	нс пом о петель- него подъема 1	передвижения тел еж кн  (тали) •		передан жени я крана	поворота	ст X  я ч ей ца  к	изменения вы- лета стрелы	вращеЕшя
			главной, магнит- ной	вспомо- гательной, грейфер-  ной					
Мостовые подвесные	С		С		С		-		
крюковые лег- кого режима ра- боты	Л	Л	л		л				
крюковые сред- него режима ра- боты , в том чис- ле с использова- нием электро- тали	с	с	с		с				
крюковые тяже- лого режима ра- боты	т	с	Ьт		Т				
грейферные	ВТ	ВТ		—	ВТ		—	—	—
магнитные, в том числе со съемным мотор- ным грейфером	т		т		т				
магнитно-грей- ферные	ВТ	ВТ	ВТ	ВТ	ВТ				
с лапами	ВТ	—	ВТ	—	ВТ	ВТ	—				
Магнитные с жесткой тра- версой	ВТ		ВТ		ВТ				
с гибкой травер- сой	ВТ			ВТ	—	ВТ								
магнитные ших- товых скрапных дворов, а также копровые	ВТ		ВТ		ВТ				
Мульдо-магнитные	ВТ	ВТ	ВТ	—	ВТ	—	с		.	-—-
Литейные  Для раздевания слнтков	Т  ВТ	с  т	с  ВТ	С	т  ВТ				
Колодцсвые	ВТ	с	ВТ	—	ВТ	ВТ	т	.		—
Ковочные	т	т	т	Л"	Т	—	—	—	—
Закалочные	т	с	ВТ	—	Т	.—	,—		—
Завалочные	т	с	ВТ	С	ВТ	ВТ	-—	ВТ	ВТ
Козловые крюкойыс	с	с	с			с								
грейферные	т	т	Т	— '	т	—	—	—	—
Перегружатели	ВТ	ВТ	ВТ	—	л	—	—		—
Кр41НЫ	Режим работы механизма								
	гласного подъ- ема 1	вспомогательно- го подъема 3	передни же ия тележки (тали) ’		впвДя кинэжиЗДгкЮп	поворота	к  о и к ГС  с	изменения вы- лета стрелы	к к  щ в
			главсой. мэгнитной	не поме*- нательной, грейфер-  ной					
Башенные строи- тельные для монтажа сборных соору-									
женнй  для подъема  мелких штучных	Л		Л		Л	ь/		Л	—
грузон Портальные	с	—	Л	—	Л	Л		Л	—
монтажные перегрузочные	л	С	—	—	л	С	—	С	
крюковые перегрузочные	с		—	—	л	с	—	с	—
грейферные Кабельные	ВТ	ВТ	—	—	л	т	—	т	—
монтажные перегрузочные	л	—	Л	—	л	—	—	—	—
е реиферные перегрузочные	Т	—	т	—	л		—	—	•—“
крюковые	с	—	с	—	л				
1 Механизмы подъема грейфера и магнита					считать главными			подъемами.	
2 Механизмы подъема тельными подъемами.		мульды и замыкания <рейфера					считать вспомога-		
3 При наличии на крапе одной тележки следует руководствоваться дан- ными четвертой графы.									

Таблица 4

Коэффициент заполнения грейфера ф

Характер работы	Грузы	
	зернистые	кусковые
Захват из большого слоя  Захват из небольшого слоя	0,9 ... 1,0  0,8 .. 0,9	0,8 ••• 0,9  0,6 •• 0,75
Номинальная грузоподъемность кранов должна соответство-
вать ГОСТ 1575—75 «Подъемно-транспортные машины и механизмы
прерывного действия- Ряд грузоподъемностей и тяговых усилий»:

0,1						 		—	0,2	—	0,25	—»	0,32	—
1	1.25	—	1.6	—	2	—	2.5	-—*	3,2	—
10	12,5	—	16	—	20	—	25	'—	32	—
100	125	140	160	180	200	225	250	280	320	350
1000	—	— —	—	—	-— —	—	—	—
			0,05				 			—		
0,1	ол	—	0,5	—	0.63	—		0,8	—
1	4			5	—	6,3	—		8	—
10	40	—	50	—	63	—		80	—
100	400	450	500	560	630	710		800	900
1000		—	—	—		 		—	-—'

Основные параметры и размеры мостовых кранов общего назна-
чения выбирают по ГОСТ 7464—55 «Краны мостовые электрические
общего назначения грузоподъемностью от 5 до 50 тс легкого режима
работы. Основные параметры и размеры», ГОСТ 3332—54 «Краны
мостовые электрические общего назначения грузоподъемностью от
5 до 50 тс среднего и тяжелого режимов работы. Основные размеры
и параметры», ГОСТ 6711—70 «Краны мостовые электрические об-
щего назначения грузоподъемностью от 80 до 320 тс. Основные па-
раметры и размеры». Технические условия на изготовление крапов
должны соответствовать ГОСТ 7131—64 «Краны мостовые. Техниче-
ские требования».

Краны должны отвечать требованиям Правил Госгортехнадзора
(«Правила устройства н безопасной эксплуатации грузоподъемных
кранов», «Правила устройства электроустановок»).

§ 2. Расчетные нагрузки

Гр узо подъемные машины могут находиться под воздействием
различных нагрузок, которые можно разделить па следующие груп-
пы: а) силы (моменты) движущие; б) силы (моменты) сопротивления;
б) нагрузки от действия силы ветра, снега, гололеда; а) инерцион-
ные нагрузки; 5) динамические нагрузки в упругих связях меха-
низмов. Кроме того, могут возникать также нагрузки температур-
ные, сейсмические и др.

Движущими силами (моментами) в машинах являются момент
двигателя, сила газа (пара, жидкости), действующая на поршень.
Для определения их в общем случае необходимо знать силы полез-
ных технологических и вредных сопротивлений и силы инерции дви-
жущихся масс.

Силы сопротивлений в машинах. Силы технологических сопро-
тивлений в машинах зависят ог назначения машины, выполняемых
ею функций и условий работы и в каждом конкретном случае опре-
деляются по формулам или экспериментально.
Нагрузки от собственного веса отдельных узлов машин являются
массовыми силами. Вес поднимаемого груза соответствует номиналь-
ной грузоподъемности крана (с крюковой подвеской).

Масса грейферов, ковшей и специальных захватов включается
в номинальную грузоподъемность крана.

На металлоконструкции машин, работающих на открытом воз-
духе, действуют ветровые нагрузки, которые зависят от удельной
ветровой нагрузки рЕ ла данной высоте и наветренной площади Гц
конструкции и груза:

(5)

Наветренную площадь конструкции и груза рассчитывают
по фактическим данным. Удельная ветровая нагрузка

рв = Чоп	(6)

и3

где — скоростной напор ветра на высоте 10 м вад поверх-
ностью земли или воды (для плавучих крапов),
кгс м2;

у — скорость ветра, м/с;

иБ — коэффициент, учитывающий возрастание скорост-
ного напора в зависимости от высоты установки
крана над поверхностью земли (воды); значение его
берется из табл. 5;

Таблица 5
Зависимость коэффициента пв от высоты

Высо- та, м	До 10	10 ... 20	20 ... 30	30 ... 40	40 ... 50	50 ... 60	60 ... 70	70 ... 80	80 ... 1СЭ
ЛЕ	1.0	1,32	1,5	1.7	1,8	1,9	2.0	2Д2	2,2

с — аэродинамический коэффициент; для конструкции
из труб с = 0,8 ... 1,2; для коробчатых конструк-
ций, прямоугольных кабин, противовесов, канатов,
груза с = 1,2; для балок с выступающими поясами
и наружными ребрами, плоских ферм из прямо
угольных профилей с = 1,5 ... 1,6 (ГОСТ 1451—65);

Р — коэффициент динамичности, учитывающий пульси-
рующий характер ветровой нагрузки, принимается
по техническим условиям на проектирование машин
данной конструкции.

Ветровое давление па груз рассчитывают при нахождении груза
в крайнем верхнем положении.
Различают ветровую нагрузку рабочего состояния*, при действии
которой грузоподъемная машина должна работать нормально ((/«“
= 15 кгслг, что соответствует скорости ветра 15 м/с), и ветровую
нагрузку нерабочего состояния, при этом значение принимают в
соответствии с картой районирования (рис. 1), в котором обозна-
чепыдляСССР семь районов со скоростным напором па высоте до
10 м от поверхности земли:

Районы СССР	1

Скорость ветра в,	м/с	21

Скоростной напор ветра
к гс/м2	28

2	3	4	5	6	7

24	27	30	33	37	40

35	45	56	70	85	100

Гр узо подъемные машины не работают при ветровой нагрузке не-
рабочего состояния; она учитывается при расчетах металлоконст-
рукций, элементов, механизмов вылета, опорно-новоротных уст-
ройств и их тормозов, собственной устойчивости и противоугонных
устройств. Снеговую нагрузку вычисляют как произведение гори-
зонтальной проекции воспринимающей поверхности на удельную
нагрузку от снега, равную == 50...200 кгс м2, в зависимости от
климатической зоны. Для средней полосы Европейской части СССР
и Сибири = 100 кгс/м“ В период обледенения (при температуре
от 0 до —5° С и определенной влажности воздуха) на оттяжках, ка-
натах и решетчатых металлических конструкциях образуется
корка толщиной 1,.Л,2 см (плотность гололеда 0,9т/м3}.

Обычно влияние снеговой нагрузки и гололеда при расчете гру-
зоподъемных машин (кранов) не учитывают.

Инерционные нагрузки. Нагрузки от сил инерции в механизмах
возникают в период неустановившегося движения — пуска, тормо-
жения, изменения скорости. Сила инерции поступательно движу-
щихся масс

г,	_ б О	/г7\

ра = та=:	(7)

Ь н

момент сил инерции вращающихся масс механизма

Л^. = Л.т-	(8)

где /?:, О—масса и вес поступательно движущихся частей крана;
у — скорость поступательного движения;

Л — приведенный момент инерции масс системы;

со — угловая скорость вала, к которому приведены массы;
/„—время неустановившегося движения привода.

* Согласно ГОСТ 1451—77, вегровая нагрузка рабочего состояния =
= 125 Па для строительных, монтажных и стреловых самоходных кранов;
ф । = 250 Па для кранов всех типов, устанавливаемых в речных и морских
портах; ^ = 500 Па для кранов, которые устанавливают на объектах, исклю-
чающих возможность перерыва в работе.
Рис. 1. Карта районирования территории СССР по зонам ветровых нагрузок
Центробежная горизонтальная сила инерции поворотной части
крана массой т

Рц =	(9)

где /? — расстояние от оси вращения до центра тяжести массы ПО’
воротной части крана.

Касательная сила инерции при неустановившемся движении
поворотной части крана

Ри. к = т ~ Я.	(10)

Центробежная сила инерции стрелы

й/	5И1 О\

Рц, с =	(х0 + —2—/ ’	(1 О

где тс и Ьс— масса и длина стрелы;

х0 — расстояние от оси вращения поворотной части до
пяты стрелы;

О — угол наклона стрелы к вертикали.

Значения моментов инерции масс таких вращающихся деталей,
как ротор двигателя, муфта, тормозной шкив, обычно принимают
по каталогам. Моменты инерции масс остальных детален определя-
ют по известным формулам теоретической механики. Примерные
значения моментов инерции масс наиболее распространенных дета-
лей можно определить но формуле

7=Лкт/?щ	(12)

где т — масса детали,-----;

м

— наружный радиус детали, м;

км — коэффициент распределения массы в теле, зависящий
от типа детали:

сплошной цилиндр —	0,5

полый цилиндр	—	1,0

блок	—	0,55

барабан	—	0,70

тормозной шкив — 0.60
зубчатое колесо — 0,64
соединительная

муфта	— 0,44

ходовое колесо	— 0,60

В период неустановившегося движения в механизмах возника-
ют динамические нагрузки колебательного характера (рис, 2). Вели-

Рис. 2. Динамические нагрузки в линии не-
। сдач механизма:

Л1 — момент сил упругости; Т — период колебаний;
л — скорость

чина и характер этих на-
грузок зависят от степени
упругости соединительных
звеньев, величии и распре-
деления движущихся масс в
системе, законов измене-
ния внешних нагрузок —
движущих сил и сил со-
противлений. Воздействие
нагрузок па упругую си-
стему приводит к колебаниям масс, ив упругих связях возникают
динамические нагрузки, которые могут во много раз превышать
статические, особенно в механизмах передвижения и поворота при
резких пусках и торможении. Значительный вклад в разработку
вопросов динамики грузоподъемных машин внесли профессора
А. А. Вайнсон, Д. П. Волков, С. А* Казак, М. С. Комаров,
П. 3. Петухов и другие.

§ 3* Расчет динамических нагрузок
колебател ь по го характера

Независимо от назначения и конструктивных особенностей все
машины обладают общими свойствами — упругостью звеньев и спо-
собностью при определенных условиях к возбуждению в них коле-
бательных процессов. Поэтому теоретические методы исследования
динамических явлений в машинах являются общими; различие за-
ключается лишь в параметрах динамических систем и режимах тех-
нологического нагружения, что будет сказываться на степени ин-
тенсивности возбуждаемых колебаний.

Во время переходных процессов, действующих в приводных ли-
ниях машин, нагрузки, как правило, значительно отличаются ог
статических и инерционных по величине и характеру изменений.
Это объясняется упругими колебаниями, возникающими при дина-
мическом нагружении каждого механизма машины. Упругие коле-
бания могут быть продольными, поперечными, крутильными и слож-
ными.

Знание действительного характера нагружения механизмов поз-
волит изготовить надежные конструкции машин с небольшими за-
тратами средств, а при эксплуатации достичь наибольшей произво-
дительности за счет обоснованного использования резервов проч-
ности и мощности.

Конструктору важно знать не только технологические нагрузки,
по и динамические, возникающие в приводах машин при различных
режимах работы.

Привод любой машины состоит из элементов, которые могут быть
приведены к сосредоточенным массам (ротора электродвигателя, ма-
ховиков, движущихся масс рабочих органов машины и др.) и упру-
гим связям (канатов, цепей, лепт, валов, муфт, зубчатых передач
и др.). Под действием внешних нагрузок (моментов электродвигате-
ля и тормозов, сопротивлений рабочей машины) упругие элементы
деформируются, а сосредоточенные массы машин совершают кроме
основного движения малые колебания, т. е. перемещаются с различ-
ными мгновенными скоростями, и каждая из масс в некоторые мо-
менты времени опережает соседнюю пли отстает от лее. Соот-
ветственно этому переменному движению масс упругие звенья меж-
ду ними периодически сжимаются или растягиваются с увеличе-
нием (уменьшением) сил относительно передаваемого усилия или
среднего крутящего момента. Переменная составляющая сил или
моментов при упругих колебаниях может быть настолько большой,
что суммарные мгновенные значения их значительно превышают
статические и инерционные нагрузки и могут привести к перегруз-
кам и поломкам деталей машин. Во многих механизмах подъемно-
транспортных машин динамические нагрузки играют решающую
роль. Действие переменных сил является одной из основных причин
усталостного разрушения деталей. Практически 90% разрушений
деталей машин имеют усталостный характер, и происходят они в
результате действия переменных динамических нагрузок.

Расчет динамических нагрузок в приводных линиях включает
следующие основные этапы:

1)	составление расчетных приведенных или эквивалентных схем
механизма;

2)	определение величины и характера изменения внешних нагру-
зок, приложенных к системе;

3)	определение жесткости упругих связей;

4)	составление дифференциальных уравнений движения масс си-
стемы;

5)	нахождение упругих сил и моментов в звеньях привода.

Привод машин состоит из большого числа сосредоточенных и рас-
пределенных масс, вследствие чего теоретическое исследование та-
кой системы становится весьма затруднительным или вообще не-
возможным. Поэтому действительную систему по возможности
заменяют простой приведенной расчетной схемой с небольшим чис-
лом масс, обеспечивающей требуемую точность расчета.

Обычно выбирают несколько наибольших приведенных масс при-
вода (ротора, муфт, редукторов, маховиков) и рабочих органов
машины. Остальными массами (валами, передачами) либо прене-
брегают вследствие малости, либо учитывают их приближенно,
распределяя между сосредоточенными массами, согласно сущест-
вующим методам приведения.

Реальные механизмы обладают конечной жесткостью. Жест-
кость элемента характеризуется коэффициентом, который представ-
ляет собой отношение силового фактора к деформации. Коэффициент
жесткости численно равен силе или моменту, вызывающему единич-
ную деформацию.

Коэффициент жесткости при растяжении или сжатии

с = ^.	(13)

где Р — сила, кге;

Д/— удлинение (укорочение) стержня, см.

Величина, обратная коэффициенту жесткости, называется коэф-
фициентом податливости, см/кгс, и определяется по формуле

«=|.	(11)


Определим коэффициенты жесткости (ниже будем называть прос-
то жесткость) некоторых наиболее распространенных элементов.

Продольная жесткость стержня

С = ^,	(15)

где Е —модуль упругости материала при растяжении, кгс/см*;

Г — площадь поперечного сечения, см2;

I — длина стержня, см.	*

Податливость стержня

е = ~.	(16)

Жесткость канатного полиспаста

(17)

где	— модуль упругости каната, Ек = 1,2 • 106 кгс/см2;

—площадь поперечного сечения проволок каната, см2;

г — число ветвей полиспаста;

I—длина полиспаста, см.

Жесткость пружины сжатия (растяжения)

'		0$

где 0 — модуль упругости при сдвиге, кгс/см2;

с1 — диаметр сечения прутка проволоки, см;

О — средний диаметр пружины, см;

гв — число рабочих витков.

Поперечная жесткость. Жесткости балок зависят от способа
закрепления и приведены в курсах сопротивления материалов. На-
пример, жесткость консольной балки

с = ~,	(19)

где I — экваториальный момент инерции сечения, см4;

I — длина балки, см.

Крутильная жесткость. Коэффициент жесткости С, кге - см/рад.
при кручении — крутящий момент Мкр, кге - см, закручивающий
вал на угол ф = 1 рад, т, е.

— Сф.

Жесткость круглого вала, кге  м7рад,
где /р — полярный момент инерции сечения вала, равный ,
см4 (г/— диаметр вала, см);

I — длина закручиваемого участка вала, см.

При расчетах более удобно пользоваться коэффициентом подат-
ливости (в дальнейшем будем называть податливость) Общая по-
датливость, I /кгс  см, детали равна сумме податливостей отдель-
ных ее участков.

Податливость круглого вала

е = *Т"	(22)

32
где х =-	; для валов, изготовленных из малоуглеродистом стали,

х = 1,3 • 10“5 сма/кгс; для стали с большим содержанием
углерода х = 1,2* 10_& см2/кгс.

Податливость круглого полого вала

I
е — х	,

(1 — а4) с!4 1

где — отношение внутреннего диаметра к наружному
диаметру вала с1.

Податливость конического участка вала

I о
^ = Х51Р,

(24)

где 0 =у (1 + а Н- а2);

4
се = з---отношение

шему диаметру

большего диаметра конуса д к мень-

Податливость зубьев зубчатых колес можно определить также по
приближенной формуле

10~6

е^х3—— 1/кгс-см,

(25)

где Ь — ширина зуба, см;

Ьи.о — диаметр начальной окружности колеса, см.

Для внешнего зацепления зубьев х3= 28 смй/кгс, для внутрен-
него — х3 = 25 см2/кгс.

При расчетах необходимо учитывать податливости шпоночных
и шлицевых соединений, а также податливость посадок. Общая по-
датливость системы последовательно соединенных деталей равна
сумме их отдельных податливостей, т, е.

=

В системах с редуктором жесткости приводят к одному валу (ча-
ще всего к валу ротора электродвигателя). После расчета парамст-
ров приведенной системы определяем динамические
нагрузки в упругих связях механизмов,

Рассмотрим динамические нагрузки в двухмассо-
вой системе линейной жесткостью С и массами и
на которые действуют движущие силы Р и силы
сопротивления (? (рис. 3). К такой системе можно
привести механизмы подъема, где жесткость канатов
полиспастов намного меньше жесткости самого при-
вода, ленточные и цепные конвейеры и др. Под дей-
ствием внешних сил в неустаповившийся период в
упругой системе возникают колебательные процессы.

Дифференциальные уравнения движения масс в
переходный период работы механизма:

Рис. 3. Схема
двух массовой
упругой си-
стемы при по-
ступательйом
движении

-|-С(л-1-х,)=Р;

т'2 ^~~С ~= —

(27)

где хь ха — перемещения соответственно первой и второй масс;
О— берут со знаком минус как силу сопротивления.

В уравнениях (27) первые слагаемые — силы инерции соответ-
ствующей массы, вторые — силы упругости в связи, В правой час-
ти уравнений — силы, действующие на систему в период неустано-
вившегося движения.

Умножая первое уравнение на т2, второе нат{ и вычитая вто-
рое из первого, получаем

+	(28)

с!12 гири2

где х = хц — х3 — разность перемещений масс.
Дифференциальное уравнение (28) характеризует деформацию
упругого звена или динамическое усилие в нем ввиду того, что

Рд = (х1 —х2)С«=Сл\	(29)

Решив уравнение (28) с учетом (29), получим

Рд = А со$ р1 + В 81П р1 +	.	(30)

где Л, В — постоянные интегрирования или амплитуды колеба-
ний динамических нагрузок;

р — круговая частота собственных колебаний двухмас-
„	-^1	I /~С (ш. + ЛП2)

совой системы, с \ р — | - — ——.

Период, с, собственных колебаний

2л

Т^~-	(31)
Для определения постоянных .4 и В необходимо установить
(I х
начальные условия. Если начальные условия / = 0, ^-=0,
Рд — 0, то

д = .	з = о

т< + т.2 9

Затем, подставив постоянные А и В в уравнение (30), полу-
чим формулу для определения динамических усилий в упругой
связи;

<32>

Постоянную составляющую нагрузок, равную сумме стати-
ческих и инерционных (от массы ш2) нагрузок, определяют по
формуле

Р = Пв+у = н ф + п р	(зз)

^1+^2	'

где пх = —гп , ла = -т-------коэффициенты распределения

масс в системе.

Тогда уравнение (32) можно записать в таком простом виде:

Рд =Рп(1-со5р/).	(34)

Чтобы показать, насколько динамические нагрузки в упру-
гих связях превышают величину статических нагрузок в период
неустановившегося движения, запишем формулу (30) так:

Рд = С + (Р — С) (1 ~ соз р/).	(35)

Максимальные значения амплитуд колебаний нагрузки в упру-
я Т

гих связях наступят в момент »==“ = -^-, когда сок р1 = —1,
т. е. при

РдП1ах = С+2(Р-р)П2.	(36)

Наименьшие нагрузки будут при I — 0, и т. д, РДОпл = (?♦
Если к началу пуска система находилась под нагрузкой, то
начальные условия таковы:

/ = 0; ^0; />« = <?.	(36)

Постоянные Л и В находим из уравнения (30), подставив
начальные условия ф — А + г^‘	-	, В = 0. Отсюда

4-	’

где Рндб — Р

^аРмэб

ГП! + 1Пг

изб»
Рис. 4. График
нарастания на-
грузок

Динамические усилия в упругой связи

Р& = и/? + п.>Р —/ьЛпбСс^р/. (38)

Амплитуда колебаний меньше, чем в первом
случае.

При торможении механизма в первое уравне* **
ние системы (27) подставляем тормозное усилие
Рт. Решение уравнений и исследование их анало-
гичны рассмотренным.

Представляет практический интерес определе-
ние динамических усилий в упругих связях, когда

силы сопротивления нарастают за определенное время по линейной
зависимости, а затем остаются постоянными. Такие случаи имеют
место, например, при подъеме груза с земли.

График нарастания нагрузок показан на рис. 4;

<2^- при I = 0, . . * , /(,;

<2==сопз1 при	(39)

где /0 — время развития (нарастания) нагрудки.

Динамические нагрузки в связях после решения дифферент
циальных уравнений с подстановкой значений С} можно выразить
таким уравнением:

. л/0

51П

Рл = Р„ -1- Рп-^г-51п(р/ + ч>),	(40)

т*

где Рп — постоянная составляющая упругих сил;

Г — период собственных колебаний системы;

<р— фазовый угол.

Обозначим к = ~ — параметр нагружения системы.

Тогда уравнение (40) можно записать так:

Рд=Рп + Рп^81П(р/ + <р).	(41)

Амплитуда динамических составляющих усилий в упругих свя-
зях зависит от скорости нарастания внешних нагрузок, точнее, от
соотношения продолжительности нарастания нагрузок к периоду
собственных колебаний системы.

Значения амплитуд динамических усилий можно определить с
помощью коэффициента динамичности по формуле

*

;	. ! ’ЯП Т ,	5И1 лХ

** = 1+ ^7Г= 1 + ^Г-	(42)

т
Рис. 5. Динамический коэффи-
циент в функции параметра на-
гружения

Рис. 6. Схема двухмассовой
упругой системы при врата-
телвном движении

График динамического коэффициента в функции параметра на-
гружения показан на рис. 5.

При /0> 0,5 Т

*• = 1 + я;	<«)

(график на рис. 5 показан пунктиром).

Чем больше время нарастания внешней нагрузки, тем меньше
амплитуда динамических усилий в связях. При 7^5 динамиче-
ские нагрузки в упругих связях механизма нс превышают несколь-
ких процентов от статических и ими можно пренебречь.

При мгновенном нарастании нагрузки 0 Ад — 2.

Приближенно можно определить время нарастания нагрузки в
механизме подъема

где уст — статический прогиб места;

Хст— статическое удлинение канатов полиспаста;

— скорость отрыва груза от земля.

При торможении механизма подъема динамические нагрузки мо-
гут достигать значительных величин, которые можно определить с
помощью системы дифференциальных уравнений (27). В этом слу-
чае вместо движущихся сил Р следует подставить значение тормоз-
ной силы приложенной к тормозному шкиву.

Для расчета динамических нагрузок в механизмах передвиже-
ния, поворота и изменения вылета стрелы реальную систему целе-
сообразно привести к крутильной расчетной схеме (рис. 6). Для
двухмассовой системы дифференциальные уравнения движения
масс, совершающих крутильные колебания, можно записать в та-
ком виде:

1	=

т (^фа	. ч	,, '	(45)

А ~^2	(фг — Фа)----^2’

где </1 — общий момент инерции вращающихся масс привода (ро-
тора, тормозного шкива, муфт), кге • м * с2;
72 — приведенный момент инерции второй массы (поступа-
тельно или вращательно движущихся частей крана),
кге -м-с2;

Ф1> Фг — углы закручивания первой и второй масс, рад;

С —приведенная жесткость линии передач, кге-м/рад;

— пусковой или тормозной моменты электродвигателя
(или тормоза), ,кгс-м;

М2 — момент сопротивления движению крапа, кгс*Мк

Моменты инерции масс и силовые моменты необходимо привести
к валу двигателя.

При нулевых начальных условиях

/ = О, = о, М = 0	(46)

момент сил упругости в линии передач привода

М = М„(1— созрО.	(47)

 я	Ч 1 | 1 А 1 1>	• * ,	я я

где Л4л = ~	+

/	_ Л

1 Л +	*	2 Л + ^2 *

Аналогичным способом можно определить динамические нагруз-
ки при торможении механизма, подставив вместо Мх тормозной
момент Л4Т. Динамические нагрузки в механизмах при торможении,
как правило, больше, чем при пуске привода, особенно при уста-
новке тормозов с короткоходовым электромагнитом.

Из уравнения (47) следует, что максимальные значения момен-
тов сил упругости в приводной линии равны удвоенному ^значению
статических и инерционных нагрузок. Однако действительные си-
стемы механизмов многомассовые, имеющие зазоры в соединениях.
Поэтому динамические нагрузки в их приводных линиях могут дос-
тигать больших значений, превышающих во много раз статические
нагрузки от сил сопротивления. Особенно интенсивные колебания
возникают в механизме при резких торможениях жестким тормозом
или противовключением двигателя.

Рассмотрим влияние зазоров на динамические нагрузки. Опре-
делим динамические нагрузки, возникающие при ударном нагруже-
нии механизма вследствие разрыва кинематической цепи и соуда-
рения в зазорах (зубчатых передач, муфт и т. д.) при пуске или ре-
версе привода.

В двухмассовой системе с зазорами во время пуска привода уп-
ругая связь подвержена действиям следующих динамических мо-
ментов [171:

/Ид — Мп (I — соз р1) + 5Ш	(48)

где Мп = лрИд + п2Л4п

Л42 — статический момент сопротивления, приложенный к ва-
лу рабочей машины;
МА — пусковой момент двигателя;

со0 — угловая скорость соударения масс ири выборе зазора, рад/с.

8 — приведенный угловой зазор, рад;

р — частота собственных колебаний двухмассовой системы.

Выражение для динамического момента можно представить в бо-
лее удобном для расчета виде:

Д4д — Л?п (1 — со$ р1) + 1л2/И16О?2 1П р1,	(50)

Первая составляющая представляет собой динамические нагруз-
ки от приложения внешних сил, вторая — от ударов в зазорах* Ам-
плитуда дополнительных динамических нагрузок от упругих уда-
ров в зазорах возрастает в зависимости от величины приведенного
зазора по параболической кривой.

При действии постоянных внешних нагрузок Лд>2 за счет
дополнительных моментов сил упругости от ударов в зазорах

‘.-1 + /1+(^)’-=1 + <и>

Если поступательно движущаяся масса т.2 приводится в движе-
ние через упругую связь и происходит замыкание кинематической
цепи со скоростью а0, то максимальное усилие в упругой связи

Дпах =	“Г С»	(52)

Такой случай нагружения имеет место при пуске привода меха-
низма подъема с подхватом груза.

Уменьшениединамнческих нагрузок от ударов в зазорах на прак-
тике достигают качественным изготовлением деталей, тщательным
монтажом узлов и улучшением пусковых характеристик двигателя.
Для уменьшения пускового момента электродвигателя в период вы-
бора зазоров в схеме управления некоторыми крапами предусмат-
ривают предпусковую ступень, обеспечивающую малую начальную
скорость ротора, что снижает ударные действия на механизм.

§ 4, Режим работы и нагрузки транспортирующих машин

Транспортирующие машины непрерывного действия, исходя из
принципа их работы, относят к непрерывному режиму (//). Обычно
считают, что транспортирующая машина работает с постоянной
производительностью, тс/ч или м3/ч, длительное время:

п ь

П = ^т>	(53)

где Тт — число часов в году;

п —количество одновременно работающих машин;
кп — коэффициент использования машин во времени, учиты-
вающий все перерывы п простои машины в течение года
(ремонт, техническое и межсменное обслуживание, празд-
ничные и выходные дни, климатические условия, простой
по техническим причинам, непредвиденные простои
и т. п.), обычно /?в< 1,	=	Для транспор-

тирующих машин непрерь/вного действия /?п = 0,6 ... 0,8;

кп — коэффициент неравномерности подачи материала на транс-
портирующий орган машины. Он зависит ст погрузоч-
ного агрегата машины, аккумулирующей емкости в др,,
обычно к„ > 1.

Часовая производительность транспортирующей машины, выда-
ющей груз непрерывным потоком, определяется по формуле

П - ЗбОО/чгур,	(54)

или

П = 3600Л,

где Р — площадь поперечного сечения потока груза, м2;

у — скорость движения груза, м с.

Производительность машины с учетом погонной нагрузки-
(г/ кгс/м) на рабочем органе

77 _ 2*'_ 3.6^.	(65)

Погонная нагрузка

« =да •	(ЭД'

При перемещении насыпного груза порциями непрерывно дви-
жущимся рабочим органом

где /0— емкость сосуда, л;

ф— коэффициент заполненья;

ур —насыпной вес груза;

/ — емкость порции груза, л;

а — расстояние между порциями, м.

При перемещении штучных грузов весом О, кгс, или партиями
по шт.,

ял и
П =

После подстановки значений д получим:
3,6^ У
а *
3,66а .
а ’
_ 3,66аг
а

(57)

(58)

(59)

П

При загрузке конвейера порциями (штучным грузом) с интер-
валом /с производительность определяют по формулам:

п 3600	,

// = —— шт./ч;

зео(М>тр

П —------------ тс/ч;

ч

/у = м$
А*

(60)

(61)

(62)

Двигатель транспортирующих машин непрерывного действия вы-
бирают по статической мощности, определенной с учетом статиче-
ского сопротивления передвижению тягового органа и скорости его
движения.

Несмотря на длительный режим работы транспортирующих ма-
шин, их приводы и конструкции, как правило, подвержены действию
переменных динамических нагрузок, особенно при больших ско-
ростях (цепные и ленточные конвейеры, элеваторы). Некоторые ти-
пы машин (вибрационные конвейеры) по принципу работы относят
к динамическим колебательным системам.

Работа высокоскоростных конвейеров (со скоростью ленты 3...9
м/с) сопряжена с динамическими процессами как в переходных, так
и в установившихся режимах работы,

В конвейере с гибким тяговым органом источником больших ди-
намических нагрузок является также способ загрузки лепты, осо-
бенно когда на нес падают большие массы груза, в результате чего
может произойти разрушение ленты, роликов и других элементов
конвейера.

При действии на ленту продольного силового импульса в ней
возникают волны деформации, которые распространяются со ско-
ростью

(63)

где Е9 — жесткссть ленты;

р — погонная плотнссть движущихся частей конвейера,

р = 7 (^ + 7» + 7р).

(64)

Ё — ускорение силы тяжести;
?р— погонные нагрузки транспортируемого груза, ленты
и веса вращающихся частей роликов.

В момент включения привода движение удаленных участков лен-
ты начинается только через некоторый промежуток времени, за ко-
торый волна от барабана пройдет до рассматриваемого сечения
ленты (для длинных конвейеров это время составляет несколько
секунд).

Рассматривая волновые процессы в пусковой период в натяну-
той конвейерной ленте, как в длинном упругом стержне, определя-
ют динамические нагрузки в пей. Уравнение продольных колебаний
упругого стержня записывается в виде

д2и _ д*и
д12 С дх* *

(65)

где и — смещение сечения ленты или абсолютная деформация под
действием силового импульса в точке набегания ленты на
барабац (или ц = 7?ср, здесь гр — угол поворота барабана

за время, в течение которого не вся лента пришла в дви-
жение);

х — абсцисса (направлена вдоль лепты).

Решение уравнения (65) для различных конструктивных схем
конвейера с учетом прямых, отраженных и преломленных волн весь-
ма громоздко. Вполне приемлемое инженерное решение задачи по
определению динамических усилий в ленте в пусковой период для
конвейеров с абсолютно податливым и жестким натяжным устройст-
вом дано в работе [3].

В конвейере с податливым натяжным устройством ( с грузовым
натяжным барабаном около привода) при приложении к лепте сило-
вого импульса от привода вдоль рабочей ее ветви распространяется
волна деформации, которая увеличивает натяжение ленты (рис. 7, а).
Обойдя весь контур ленты, вЬлна отражается от натяжного
устройства и возвращается к приводному барабану. Волна дефор-
мации, уменьшающая натяжения в холостой ветви, гасится ходом на-
тяжного барабана. В конвейере с жестким натяжным устройством

при приложении к ленте сило-
вого импульса от привода вдоль
рабочей ее ветви распространя-
ется волна деформации, увеличи-
вающая натяжение, а вдоль хо-
лостой ветви — волна деформа- *
ции, уменьшающая натяжение I
(рис. 7, б). Встречные волны на-
кладываются друг на друга, об-
ходят весь контур, отражаются
от привода и от границы рабочей
и холостой ветвей ленты нт, д.

Рис, 7. Распространение волн дефор-
мации в ленте при пуске конвейера,
имеющего натяжное устройство:
а — податливее; б — жесткое
Для определения динамических усилий в ленте достаточно рас-
смотреть в пусковой период только.прямые волны.

Решения уравнения (65) для прямой волны представим функцией
и — ((с1 4-х),	(66)

где / — искомая функция.

При неизвестной функции / проанализируем уравнение (66) сле-
дующим образом. Частная производная от и по х

~ = Г(а + х).	(67)

Частная производная от и по I

^( = сГ(с1 + х).	(68)

Из уравнений (67) и (68) видно, что деформация и изменяется
по х и I по одному закону, следовательно,
ди

д1 = сУХ‘	(б9>

Можно записать = е = ~ .
дх Ь°	ди а

Из уравнения (69) следует, что ы~с7Г‘	(70)

Удельную жесткость находим из уравнения (63):

(71)

Подставив значения Ео в уравнение (70), находим

___ср ди

~ Р д1

ИЛИ

о	ди

(72)

(73)

Из уравнения (73) следует, что динамическое усилие от действия
прямой волны в любом сечении х по длине ленты прямо пропорцио-
нально скорости перемещения сечения.

Теперь достаточно найти закон изменения линейной скорости
обода барабана (параметр ср — постоянный) и можно вычислить ди-
намическую составляющую натяжения в ленте. Для конвейера с
податливым натяжным устройством (рис. 7, а) уравнение движения
приведенной к ободу барабана привода массы имеет вид
’	"»пр^ + С1Р1Ц=и7д,	(74)

где — скорость распространения волны в груженой ветви ленты;

а —линейная скорость обода барабана;
р, — погонная плотность движущихся частей груженой ветви
ленты;

/ипр— масса вращающихся частей привода, приведенная к ободу
барабана, кгс-с\ы,



^'р + А.нХ

(75)



ир — передаточное число редуктора;

— к, п. д. привода в пусковой период;

7?б —радиус барабана;

ур и ум—моменты инерции ротора двигателя и муфты па
быстроходном валу, кгс-м-с2;

6= 1,05... 1,25 —коэффициент, учитывающий момент инерции
деталей привода, вращающихся медленнее, чем
вал двигателя;

= 5нб. д — динамическое усилие в лепте в точке набегания;

№д — избыточное динамическое окружное усилие,
передаваемое ленте от привода в пусковой
период,

туу _ б^п. ср ;^ст. п) %

—	Р

(76)

Л1П ср — средний пусковой момент двигателя;

Мт. п — статический момент при пуске.

Решив дифференциальное уравнение (74) первого порядка при
постоянном моменте дцигателя в пусковой период (Ч7Д = соп$(),
имеем

Ц7 /	- Л

Ц	(77)

С1Р1

Динамическое усилие в ленте в точке набегания

5„б.л = №д(1 -е "'пр')-(78)

Максимальные динамиче-
ские усилия в набегающей
ветви ленты появятся в то
время, когда прямая волна от
привода обойдет контур лен-
ты и отразится от натяжного
устройства; отраженная вол-
на обратного знака обойдет
контур ленты и достигнет

Рис. 8. Механические характеристики
двигателей:

а и б — л инейные; в— пплагбразная {прмсту-
пенч .тоя реостатном пуске аснпхроннсги двм-
гагеля)
точки набегания, после чего динамическое усилие начинает умень-
шаться.

Время, при котором усилие достигло максимального значения,
1 - 2 (т; + т“) •	Р9)

где —длина конвейера;

с2 — скорость распространения волны в холостой ветви ленты.
Двигатель с фазовым ротором в пусковой период развивает сред-
пий пусковой момент, имеющий постоянное значение (рис, 8, в),
В этом случае динамические усилия в ленте вычисляются по форму-
ле (78).

Естественные механические характеристики асинхронных дви-
гателей с короткозамкнутым ротором, представляющие собой в об-
щем случае непрерывную криволинейную функцию, приближенно
могут быть представлены линейно-кусочной функцией (рис. 8, а, б).
Такое упрощение позволяет сравнительно легко определить дина-
мические усилия в лепте. При изменении момента двигателя по на-
клонной линейной характеристике динамические усилия в ленте вы-
числяют по формуле

(80)

где Р — угловой коэффициент характеристики двигателя, с*кгс-м.

Для конвейера с жестким натяжным устройством (рис, 7, 6)
уравнение движения приведенной к ободу барабана массы при-

вода имеет вид

/ПЯр + С1Р1» — с2рр = Гд,

(81)

где с,р2а = 5сб. д:
р2 — погонная
ленты.

плотность движущихся частей холостой ветви

Решив уравнение (81), получим:

5^ = 117^~таг2

дР;+^Рг
— е "'ПР

(82)



1 _е тпр

(83)

Динамические усилия
значения за время

5цб.д и 5сб.д достигнут максимального

(84)

когда прямые волны разного знака, распространяющиеся по загру-
женной и холостой ветвям, обойдут контур ленты и приведут
к изменению натяжений.
При применении двигателя с фазовым ротором (рис. 8, в) дина-
мические усилия в ленте определяют по формулам (82) и (83). При
применении двигателей (рис. 8, а, б), имеющих наклонную линей-
ную характеристику, динамические усилия в ленте находят по фюр-

мулам:	да л .	Г	^Р1+^РД±Э  с 	 	Д *	 м	&	мпр -1 	(851  ^"6Д_С1Р1 + Сара±ри	/	ь	(ЙЪ'  5сбд- г1Р1-|-^±Р11 €	Ь (ЬС)

Формулы (78, 80, 82, 83, 85 и 86) применяют для определения
динамических усилий при условии, если время /, вычисленное по
формулам (79 и 84), меньше времени разгона /р привода до поми-
нальной скорости (формула для определения времени пуска кон-
вейера приведена в главе VI). Если I > /Р, то через время /р после
начала пуска не будет действовать избыточное динамическое
окружное усилие, т. е. №д станет равным нулю раньше, чем
динамические усилия в ленте достигнут максимума. В таких слу-
чаях для конвейера находят максимально возможные значения
5нб. д и д, когда /р = /. При таком условии, используя фор-
мулу (73), имеем:

51,б.д = с]р11),:;	1

Осб. д = — СгРиС’н, )	4

где номинальное значение линейной скорости обода барабана.
Подставив в формулы (82 и 87) /р = / и у = ^т, получим

г;

0И (С1Р1 + Сгра)

^1Р|Ч-Г3Р?

(88)

1  е	"41 р

Если установлен двигатель, обеспечивающий 1У7Д большее, чем
определенное по формуле (88), то это не вызовет значительного
увеличения $|:€ д и 5Сб.д, так как, согласно формулам (87), спи
зависят от ср и ц{, т. е. привод разгонится быстрее и натяжения
не достигнут возможных амплитуд.

В конвейерах с податливым и жестким натяжными устрой-
ствами отсутствует пробуксовка, если соблюдаются соответственно
условия:

^.еТ + ^6.д^в/а;	(Е9)

где / — коэффициент трения между лептой и приводным барабаном;
а — 5 гол обхвата лентой барабана, рад.
Рис. 9. Схемы к расчету скорости и ускорения
цепи;

а — зацепление цепи со звездочкой; б—график ско-
р сги и ускорения

Динамические уси-
лия в цепных тяговых
органах. При расчете
и проектировании кон-
вейеров с цепным тяго-
вым органом определяют
динамические усилия в
цеп и, возбуждаемые
приводной звездочкой,
а также динамические
усилия, возникающие в

цепи в пусковой период.
В случае стопорения цепи определяют в ней динамические усилия,
которые, как правило, достигают больших значений и часто вызы-

вают разрыв ее.

Для выбора цепей необходимо знать максимальное тяговое уси-

лие в период установившегося движения

5л1ах — 5ст 4-

(91)

где 5СТ —статическое усилие;

5Д—динамическое усилие, возбуждаемое приводной звез-
дочкой.

Как известно, особенностью цепных передач является то, что
цепь движется неравномерно, так как мгновенный радиус набега-
ния цепи на ведущую звездочку изменяется от до /? созу , где а0—
центральный угол звездочки, соответствующий шагу цепи /ц 1321.
При постоянной скорости вращения звездочки скорость зуба по на-
чальной окружности % == соп5(, а скорость цепи (рис. 9, а, б) будет
изменяться по закону

у = г3соя ф ~ со/?сок ф,	(92)

где ф *= со/ — угловое перемещение шарнира, рад;

(о — угловая скорость шарнира, рад/с;

Р — радиус звездочки по начальной окружности, м;

I — текущее значение времени движения шарнира, с.

Предположим, что цепь во время движения параллельна сама
себе. Тогда ускорение цепи

а =	а)/? соз ф = — со# зш ф ~,

при 37 ~	я = —ю2#	ф-	(93)

Так как угол ф изменяется от —у до + ^, то максимальное
ускорение изменяется от 4-(о2^5ш|2 до — (о2/?5Шу (рис. 9, б),
32
/ллч	ТСП » ОСл	(Юу

Подставив в выражение (93) ш —	, зш ~, п = —,

2л2Лц 2л2у2	<>

получим Отах =	м/с ,	(94)

где п,— частота вращения звездочки, мин^1;

/ц — шаг цепи, м;	|

г —число зубьев звездочки.

Из формулы (94) видно, что ускорение, а следовательно,
и динамическое усилие в цепи прямо пропорциональны квадрату
скорости ее движения и обратно пропорциональны числу зубьев
и диаметру (или периметру) звездочки.

Так как ускорение мгновенно изменяется от — атах до Ч-«тах,
то инерционная сила от ускорения равна 2гпатах, где т — при-
веденная масса движущихся частей конвейера и груза. Поскольку
сила прикладывается мгновенно, производя удар, то динамическая
нагрузка на цепь составит 4/ид,тах. Если учесть инерционную
силу, направленную в сторону движения в тот момент, когда
цепь движется с замедлением (—атах), то расчетная динамическая
нагрузка на цепь составит

5д = 4/ЛСтах ИЮтах = З/ЛОщах*	(95)

Приведенная масса для цепного конвейера

где с' — коэффициент, учитывающий уменьшение приведенной
массы движущихся частей конвейера,

с' = 2 при < 25 м;

с' = 1,5 при Ьк — 25 ... 60 м;

с' == 1,0 при Ь > 60 м;

§ — ускорение силы тяжести, м/с8;

д и д„—погонные нагрузки от транспортируемого груза и движу-
щегося органа машины, кге/м.

Подставив в формулу (95) значения а„,ах и т, получим

_6л8(<7 + с'?ъ)1к^

А “

(97)

Формула (97) получена при условии, что тяговая цепь является
абсолютно твердым телом. Динамические усилия, определенные по
формуле (97), в цепях коротких конвейеров незначительно отлича-
ются от действительных. Введение коэффициента с' дало возмож-
ность приспособить формулу (97) для определения динамических
усилий в цепях длинных конвейеров и широко использовать в ин-
женерных расчетах. В действительности в тяговых цепях, обладаю-
щих упругостью и приводимых в движение звездочками, возникают
динамические усилия колебательного характера.
Профессора А. А. Дол годен ко, И. Г, Штокман, М. С. Комаров,
Д. ЛЕ Беленький и другие установили, что в тяговых цепях конве-
йеров возникает сложный колебательный процесс, зависящий от па-
раметров и характеристик цепей, звездочек, скорости движения, ве-
личины движущихся масс, конструкции рабочего органа цепного
конвейера, размеров и формы трассы и др. Доказано, что динамиче-
ские усилия в цепях возрастают при приближении частоты вы-
нужденных колебаний цепи к собственной частоте, а при работе
па резонансной частоте динамические усилия становятся макси-
мальными*

Однако до настоящего времени не разработан инженерный
метод определения динамических усилий в цепях различных кон-
вейеров*

Более точное решение задачи по определению динамических уси-
лий в цепях дано в работах проф, И. Г* Штокмана, где тяговая цепь
рассматривается как односторонняя упругая связь*

Таким образом, предварительно натянутую цепь можно предста-
вить в виде упругого стержня, один конец которого получает про-
дольные силовые импульсы от приводной звездочки. Периодически
прикладываемые импульсы вызывают в упругом стержне вынужден-
ные продольные колебания, а периодическое изменение знака уско-
рения конца упругого стержня приводит к возникновению в нем соб-
ггвенн ы х кол сбан и й.

Скорости распространения упругой волны вдоль тягового орга-
на соответственно в рабочей и холостой ветвях:

(98)

(99)

где — статическая жесткость цепи, кге;

§—ускорение силы тяжести, м/с2;

и д— погонный вес цепи и транспортируемого груза (для
скребкового конвейера), кге/м:

— коэффициент участия массы перемещаемого груза в нерав-
номерном движении цепи; для скребковых конвейеров
2^0,4.

Если груз перемещается в сосудах (ковшовые элеваторы) или на
пластинчатом полотне, то принимают = 1.

Так как скорости распространения упругих волн в рабочей и
холостой ветвях различны, то эквивалентная схема тягового орга-
на может быть представлена составным упругим стержнем, колеба-
тельное движение которого описывается системой двух волновых

уравнений:

а^1_	_

1 №	“

Л ^3 —	__ п

1 '

(100)
Риг. 10. Модели из упругих стержней для однопри водно го цепного конвейера
н схемы распро-трацеиия упругих деформаций в цепях при

а—первоначальном натяжении больше критического; б — первоначальном натяже.;ии
мсимке критического

где и и, — функции упругого смещения набегающей и сбегающей
ветвей.

Для решения этих уравнений приняты следующие граничные
условия 1351:

1)	первоначальное натяжение цепи больше критического (под
критическим понимается такое первоначальное натяжение, при ко-
тором статическое натяжение в сумме с динамическим (рис. 10, а) не
падает до нуля ни в одной из точек тягового органа);

2)	первоначальное натяжение меньше критического, т. е, в месте
сбегания со звездочки цепь провисает (рис. 10, б).

В первом случае представим, что концы упругого стержня жест-
ко заделаны (рис, 10, я). Приложим в точку 4 продольный импульс*,
Тогда период основного тона собственных колебаний цепи равен вре-
мени двукратного пробега упругой волны по ее контуру, т, е.

/=-^,	(101)

где Ьк —длина конвейера, м;

с — средняя скорость распространения упругой волны, м/с,
С=2Ц^_.	(Ю2)

Во втором случае представим, что один конец упругого стержня
жестко закреплен, а второй — свободный (рис. 10, б). В этом случае
период основного тона собственных колебаний равен времени четы-
рехкратного пробега упругой волны по контуру цепи, т. е.

81к

1=-^'	(ЮЗ)

Период возмущающей силы (время поворота звездочки на
одну грань)

2т = -ц = -,	(104)

V €02 ’	'	'
где V — скорость движения цепи, м/с;

со — угловая скорость вращения звездочки, рад/с;

г — число граней звездочки.

При совпадении периода собственных колебаний и периода воз-
мущающей силы наступает резонанс, т. е, при 2т — Л

Если натяжение цепи больше критического, то резонанс на-
ступает при

_ 2л.

с сог *

а если натяжение меньше критического, то при

_ 2л

С (1)2 *

(Ю5)

(106)

Для одноприводных конвейеров из формул (105) и (106) нахо-
(т ле т лг? \

Лк = 2”^ и Лк “4^1 и резонансные ско-
рости при натяжении больше критического

« =	(107)

при натяжении меньше критического



о =

(Ю8)

Максимальная нагрузка в цепном тяговом органе равна сумме
статических и динамических нагрузок, а минимальная — их раз-
ности.

Максимальную динамическую нагрузку на цепь [35] определяют
по формуле

5дюах ==л[1—5Шл(Д 4-0,5)],	(109)

где Л — амплитуда колебаний усилия, кгс;

т — полупериод возмущающей силы (формула 104);

Ь — длина тяговой цепи, м.

Нагрузка 5д.тах (формула 109) становится равной нулю при
1=0; 2ст; 4ст и 2/1 при Л=ст; Зет; 5ст,

Таким образом, явление резонанса возникает тогда, когда
отношение периода собственных колебаний цепи к периоду воз-
мущающей силы — будет нечетным числом, а если — будет чет-
ным числом, то колебания будут совершаться в противофазе.

Амплитуда А может быть выражена половиной величины дина-
мических нагрузок при резонансе, т. с.

Л=у(Ф4-Ф2)т^,	(НО)
Рис. II, Номограмма для вычисления функции ср4 — ср2

где <р4 —	— разность значений исходных составляющих, вели-

чина которой зависит от полупериода возмущаю-
щей силы т, усредненного коэффициента [ и жест-
кости цепи 2?0; для вычисления значения ф4 — <р,
построена номограмма (рис, 11);

к— коэффициент затухания собственных колебаний,

й =	(И О

кг 0,65 ,.. 0,68 — коэффициент отражения;

кг — коэффициент прохождения,

(112)

Усредненный коэффициент сопротивления

\ <7 + ?л

(ИЗ)

где/д— коэффициент сопротивления движению материала по же-
лобу;

— коэффициент сопротивления движению скребковой цепи по
желобу.

Динамическое усилие в цепи при пуске конвейера вычисляют
приближенно по формуле

е„„

5Д, п =	— Ц,	(114)

р

где шк — приведенная масса движущихся частей конвейера и груза,

тк = - {(? + 2<?0) Ьк + АсСр],

(115)
Ау=0,85 ... 0,95 — коэффициент, учитывающий упругое удли-
нение цепей;

Ор — вес вращающихся масс конвейера (без при-
вода);

Ас ^0,5 ... 0,7 — коэффициент, учитывающий, что окружная
скорость части вращающихся масс меньше,
чем у;

==-^— радиус делительном окружности звездочки;

едв — угловое ускорение вала двигателя;

г| — к. п. д. привода;

— передаточное число привода.

Примеры расчета цепных конвейеров приведены в гл. VI.

§ 5.	Основы расчета деталей механизмов ла прочность

Детали и металлические конструкции грузоподъемных машин
рассчитывают на прочность и выносливость (усталостную проч-
ность), а некоторые из них проверяют на жесткость, устойчивость
и на предотвращение работы в резонансном режиме. На устойчи-
вость проверяют такие летали, как штоки гидроцилиндров, вин-
ты домкратов, пружины сжатия и др.

Во всех случаях расчет производят, исходя из основного урав-
нения прочности

(116)

При расчете на выносливость знаменатель п умножают на
коэффициент А}1, учитывающий влияние внутренних дефектов мате-
риала на усталость (для стальных отливок 1,3; для проката
и поковок Ан = 1,1),

М =	(117)

В уравнениях (116 и 117) предельное напряжение о опреде-
ляют с помощью предела прочности ав, либо предела текучести ат,
либо предела выносливости о_] (табл. 6); п =	— запас проч-
ности; — коэффициент безопасности (табл. 7),	— коэффи-

циент режима нагрузки:

режим	Л	С	Т	ВТ

кг	1,0	1,1	1,2	1,3

У грузоподъемных машин легкого режима работы металлические
конструкции на выносливость не рассчитывают, а у грузоподъем-
ных машин тяжелого режима работы расчет металлоконструкций на
выносливость выполняют только в том случае, если за 1 ч произво-
дится не менее восьми подъемов и коэффициент использования по
грузоподъемности не меньше 0,8 [25],
Зависимость между пределом выносливости и пределом прочности
или пределом текучести

Таблица 6

Вид деформации	Симметричный цикл	Пульсирующий никл	
		Углеродистые и низколегироваин ые стали	Легированные стали
Изгиб	О1| = 0,430,	= 0,70О„	°о = 0.66», < а"
Растяжение (сжатие)	== 0,38с в	аР = 0,63ав<аР	ст!> = 0,58ов< о?
Кручение	<, = 0,22ов	< = 0.360, <0?	ток = О,340в<О-

Таблица 1

Значение коэффициента безопасности кА

Кран	Механизм	В ЕЮрМаЛЬНОМ рабочем состоянии	При макси- мальных нагрузках рабочего состояния
С ручным приводом Крюковой  Магнитный и мульдо- магнитный  Г рейферный Литейный	подъема	1.2 из  1.2  1,2 1,5	1,1  1,2  1,1  Ы  1,3
Все краны	Г передвижения кранов и тележек	1,2	1,1
Портальный, плавучий и специальный мосто- вой краны	поворота	1,2	1,1
Портальный и плаву- чий краны	изменения вылета	1.4	1.3
С ручным приводом	все механизмы, кроме механизма подъема	1,0	1,0
Переменные нагрузки разрушают материал при напряжениях
более низких, чем предел прочности или текучести, поэтому харак-
теристикой материала является предел выносливости* Для симмет-
ричного цикла (Опил == —птах) коэффициент асимметричности

г = -Е

аИ1ЯХ

Для асимметричного цикла с учетом концентрации напряжений
длительный предел выносливости

"--„-„Ло+оп.-	<|18>

где /? —эффективный коэффициент концентрации напряжений,
определяется по табличным данным;

т|а — коэффициент чувствительности материала к асимметрии
цикла; для углеродистых и низко углеродистых сталей
т|а = 0,2, для легированных сталей ца = 0,3.

При расчетах па ограниченный срок службы характеристикой
материала является ограниченный предел выносливости

ОгкО = ССОгк,

где а = 1/ ту*-— коэффициент срока службы;

\ Д| г1

— базовое число циклов, соответствующее <тгк;
т — показатель степени веллеровской кривой уста-
лости (о7, А^ = соп$1)> величина иг зависит
от вида деформации и характера нагрузки;

— число циклов напряжений, которые испыты-
вает конструкция за расчетный срок службы
в годах.

Расчет деталей механизмов грузоподъемных машин обычно вы-
полняют по методу допускаемых напряжений; расчет металлических
конструкций — по методу допускаемых напряжений или по методу
предельных состояний.

При расчете по методу допускаемых напряжений предельное со-
стояние устанавливают по опасному сечению и определяют преде-
лом текучести для пластичного материала и пределом прочности для
хрупкого материала. Однако появление таких местных пластиче-
ских деформаций еще не делает конструкцию непригодной к даль-
нейшей эксплуатации, так как для перехода полностью в предельное
состояние необходимо увеличить нагрузку. При расчете конструк-
ций по методу предельных состояний последние устанавливают в
соответствии с требованиями эксплуатации (по несущей способности,
при которой обеспечивается надежность в условиях нормальной эк-
сплуатации; по ограничению чрезмерных деформаций от действия
статических и динамических нагрузок) и на основании анализа ра-
бочих параметров машин методами математической статистики и
теории вероятности.
§ 6.	Основы расчета электропривода

В любом машинном приводе всегда действуют два момента: мо
мент, развиваемый двигателем, и момент сил сопротивлений, вы-
зываемый технологическими нагрузками, силами трения, ветровой
и другими нагрузками. Момент и скорость электродвигателя могут
совпадать по направлению —двигательный режим, а-могут иметь
противоположное направление — тормозной режим. Оба режима
применяются в подъемно-транспортных машинах. Например, при
подъеме груза момент статического сопротивления является тормо-
зящим и электродвигатель работает в двигательном режиме; при
опускании груза момент сопротивления является движущим и элект-
родвигатель работает в тормозном режиме, если момент, создавае-
мый грузом, больше момента сил трения в передаче (тормозной
спуск). Если же момент, создаваемый грузом, меньше момента сил
трения в передаче, то электродвигатель будет работать в двига-
тельном режиме (силовой спуск).

В общем случае уравнение движения электропривода имеет вид
Мл.ср-М„«^,	(119)

где Л4П. Ср и Л1ст — средний пусковой момент двигателя и момент
статического сопротивления, кгс-м.

Л4„. сР = Л4п- +	,	(120)

где Мылах—максимальный пусковой момент (рис. 12);

тт—минимальный пусковой момент;

—момент инерции деталей, вращающихся с угловой
скоростью со, кгс-м*с2.

со — угловая скорость вала двигателя, рад'с.

Обычно уравнение движения составляют для двигателя. В этом
случае статическая мощность Л^ст, приведенная к валу двигателя,
и статическая мощность исполнительного механизма Л^т связаны

общим к, гн д. передачи
т], т. е. Л'СТ“— для

двигательного режима и
Л^ст = Л^'тП для тормоз-

ного режима.

При известном мо-
менте статического соп-
ротивления Мст на валу

исполнительного меха-

низма и при частоте его
вращения п1 имеем

Рис. 12. Схема разгона механизма с приводом
от электродвигателя с фазовым ротором:

/, 2, 3 — механический характеристики с различными
включенными сопротивлениями в цепь ротора’, 4 — ме-
ханическая естественная характеристик.»

« = ^•(120
Тогда для двигательного режима момент на валу двигателя

Мст



где

«0 —-----общее передаточное число механизма;

п1

п — частота вращения вала двигателя, мин

Приведенный к валу двигателя момент инерции движущихся
масс определяют из условия равенства кинетических энергий
реальной и приведенной систем:

Й	2	2	2

М2	Г.12	У

3 =	1 + * '' к ЗГ + "Ь * * ' + V’ П$2)

где	—момент инерции масс системы, приведенный к валу

двигателя;

Уд —момент инерции масс, вращающихся с угловой ско-
ростью о* (момент инерции ротора двигателя и дру-
гих деталей);

—моменты инерции масс, вращающихся соответ-
ственно относительно осей 1, 2,	, Л со скорос-

тями . , о)к;

........т(— массы деталей, движущихся поступательно со ско-
ростями .. • ,

Если известен маховой момент ОР2 (по справочникам электро-
двигателей, муфт и других детален), то момент инерции, кгемхе2,



(123)

Зависимость частоты вращения двигателя от величины развивае-
мого им момента определяется механической характеристикой дви-
гателя (рис, 13), которая может

Рис, 13. Типы механических характе-
ристик двигателя:

1 — абсолютно жесткая; 2 — жесткая; 3 —
мягкая

быть абсолютно жесткой (пря-
мая /), если при изменении мо-
мента скорость остается посто-
янной; жесткой (прямая 2), если
при изменении момента скорость
изменяется незначительно; мяг-
кой (прямая 3), если при изме-
нении момента значительно из-
меняется скорость. Различают
естественные и искусственные
механические характеристики.
Последние имеют место при
включении в цепь ротора доба-
вочных сопротивлений.

При жесткой механической
характеристике стабильность
работы исполнительных механизмов с заданной скоростью более
высокая, чем при мыкой характеристике. Степень жесткости

к!	о (1М

механических характеристик определяется коэффициентом р

Поскольку при установившемся режиме работы Л1 = Л/Ст, то
при известных пределах изменения момента статического сопротив-
ления можно определить пределы изменения скорости двигателя но
его механической характеристике.

У крановых электродвигателей переменного и постоянного тока
различают три тормозных режима:

1)	противовключения, при котором двигатель вращается в направ-
лении, противоположном направлению вращения его в двигатель-
ном режиме. В этом случае двигатель работае! в качестве генерато-
ра, преобразуя, например, потенциальную энергию опускающегося
груза в электрическую, которая затем преобразуется в тепловую
энергию в соответствующих сопротивлениях цепи ротора. Недос-
татком этого режима является то, что механические характеристи-
ки двигателя получаются весьма мягкими, а поэтому скорость зави-
сят от нагрузки;

2)	генераторный с отдачей энергии в сеть, при котором двига-
тель вращается в том же направлении, что и в двигательном режиме,
по со скоростью выше синхронной. Такой режим работы можег воз-
никнуть в приводах механизмов передвижения кранов ври сильном
попутном ветре, в результате чего при определенной величине силы
ветра момент /Мст изменяет направление и из тормозного превра-
щается в двигательный. Генераторный режим работы двигателя с
отдачей энергии в сеть применяется для тормозного спуска груза.
Преимуществом этого режима является его экономичность, а не-
достатком — то, что нельзя получить скорость меньше, чем на ес-
тественной характеристике двигателя;

3)	динамического торможения, при котором обмотки статора от-
ключаются от сети трехфазного тока и подключаются к источнику
постоянного тока. Применяется, главным образом, для остановки
двигателя и может быть использован также для получения опреде-
ленной установившейся скорости, например, при опускании груза.
Одной из причин, ограничивающих использование этого режима,
явилось отсутствие низковольтных источников постоянного тока
для питания обмотки статора. С внедрением полупроводниковых
приборов режим динамического торможения найдет более широкое
применение.

Пусковой и критический моменты асинхронного двигателя] про-
порциональны квадрату напряжения, поэтому при падении напря-
жения в сети перегрузочная способность и пусковой момент значи-
тельно уменьшаются.

Потребляемая мощность двигателей повторно-кратковременно-
го режима работы зависит от продолжительности включения ПВ
(рис. 14). Б том случае, когда фактическая продолжительность ЛВф
не совпадает со стандартной (обычно 77ВМ = 25%), фактическую
Рис. 14. Зависимость
номинальной мощности
Л' электродвигателя
от продолжительности
его включении ПВ

мощность Л<ф, развиваемую двигателем, пере-
считывают на номинальную Л'н по формуле

(124)

Предварительно выбранный электродвига-
тель проверяют на нагрев. Для этого необхо-
димо иметь диаграмму загрузки двигателя
в течение цикла по току / = /(/) или по мо-
менту М = /(/). Затем находят величину сред-
неквадратичного тока

где Л, /2, /„ и А,, /м—ток и время работы двигателя соот-
ветственно в течение времени цикла /ц.

Для двигателей постоянного тока параллельного возбуждения
и асинхронных двигателей, работающих на устойчивой части меха-
нической характеристики, можно вместо среднеквадратичного тока
определить среднеквадратичный момент по формуле



лф14-лф,+ •••+</„



где Мь Л4Ъ ... , Мм — величины моментов в течение времени
цикла.

Предварительно выбранный двигатель должен удовлетворять
неравенствам:

Ж7

или М,,^М3

В противном случае выбирают двигатель большей мощности и про-
изводят новый расчет на нагрев.

§ 7. Материалы для подъемно-транспортных машин

При выборе материала для деталей механизмов учитывают проч-
ность, выносливость, износостойкость, сложность термообработки,
экономичность.

Пределы прочности, текучести и пластичности являются недоста-
точной характеристикой качества стали. Необходимо учитывать
ударную вязкость и склонность стали к хладноломкости при опре-
деленных температурах. Во избежание опасности появления хруп-
кого разрушения углеродистых сталей спокойно (сп), полуспо-
койной (пс) и кипящей (кп) плавки толщину проката в сварных
элементах рекомендуется выбирать не более 50 мм. Это объясни-
ется возникновением объемных остаточных напряже шй при сварке
проката большой толщины, действие которых в трех взаимно пер-
пендикулярных плоскостях может вызвать разрушение.

В соответствии с ГОСТ 380—71 стали, поставляемые заказчи-
кам, подразделяются на группу А, характеризуемую механически-
ми свойствами; группу Б — химическим составом; группу В — ме-
ханическими свойствами с отдельными требованиями химическо-
му составу. Применяют стали, полученные как мартеновским (М),
так и конвертерным (К) способами.

В металлоконструкциях рекомендуется применять мартенов-
скую (М) сталь и сталь, получаемую в конвертерах с основной футе-
ровкой, близкую по качеству к мартеновской стали.

Наряду с углеродистыми сталями широко распространены ле-
гированные и низколегированные (09Г2, 09Г2С, 10Г2С1, 10ХСПД,
15ХСНД и др.). Обозначение марки низколегированных сталей
зависит от химического состава. Цифра, стоящая впереди буквен-
ных обозначений, соответствует количеству углерода в сотых
долях процента, а буквы обозначают компоненты: Г — марганец»
С — кремний, X — хром, Н — никель, Д — медь. Цифры, стоя-
щие после букв, соответствуют процентному содержанию соответ-
ствующего элемента в целых единицах (09Г2, 10ХНД). Содержание
любого компонента в количестве менее 0,3% в обозначении марки не
приводится.

Низколегированные стали по сравнению с углеродистыми имеют
больший предел текучести, обладают меньшей хладноломкостью и
высокой коррозионной стойкостью. Однако они более чувствитель-
ны к концентрации напряжений и дороже марки СтЗ примерно на
25%.

Детали, подверженные интенсивному истиранию (диски тре-
ния, шестерни, валы-шестерни), рекомендуется изготовлять из
стали 50Г; тяжелонагруженные валы, валы-шестерни, червяки
и звездочки механизмов — из стали 40Х или 45Х; металлические
конструкции с трехосным напряженным состоянием при толщине
проката 40 мм — из низколегированных сталей 10ХСНД, 15ХСНД.
Болты, соединяющие металлоконструкции из малоуглеродистой
стали, изготовляют из СтЗ, а соединяющие металлоконструкции
из низколегированных сталей, — изготовляют из стали 50Г. Для
высокопрочных болтов рекомендуется сталь 40Х, для лестниц,
перил, площадок — Ст 1.

С целью уменьшения веса металлических конструкций и уве-
личения коррозионной стойкости и ударной вязкости применяют
профили из алюминиевых сплавов. Однако модуль упругости
их почти в три раза меньше, чем у стали. Вследствие этого
в металлических конструкциях увеличиваются упругие дефюр-
мации и периоды колебаний. Величина критических напряжений
меньше, поэтому для обеспечения требуемой жесткости металли-
ческие конструкции из алюминиевых сплавов выполняют боль-
ших размеров. Однако в результате малого удельного веса при
Материалы для изготовления деталей крановых механизмов

Материал	Марка	Рекомендуемое применен яе	Стоимость материалов относительно стоимости стали  СтЗкп, %
	СтО	Распорные втулки, коль- ца, шайбы, крышки и дру- гие детали, не несущие значительных нагрузок	93
	СтЗкп	Кованые корпуса	и  крышки подшипников, привариваемые втулки, платики, коуши, сварные барабаны, блоки	100
Сталь (ГОСТ	СтЗсп	Вилкн и щеки крюковых	114
380—71)	(спокойной плавки)	подвесок, барабаны, ры- чаги тормозов	
	Ст4	Гайки грузовых крюков, болты, шпильки, непри- варивэемые детали, от ко- торых требуется повы- шенная по сравнению со сталью СтЗ прочность и твердость	114
	Стб	Валы и оси механизмов передвижения, пол у муф- ты, болты, работающие на срез в муфтах, венцах и ступицах барабанов	114
	Стб	То же, что и для стали марки Ст5, а также шпон- ки, штифты, гайки с за- каливаемыми шлицами, катки опорно-поворотных устройств	114
	20	Кованые крюки, вилки и щеки кр юковых подве- сок, траверсы и Другие детали, которые подвер- гаются невысоким напря- жениям, но должны быть вязкими. Может приме- няться для цементируе- мых деталей	129
	35	Валы и оси механизмов передвижения,	болты,  работающие на срез в муфтах, вен нах и ступи- цах барабанов	129
Сталь (ГОСТ 1050—74)	40	Валы воех механизмов, ответственные	болты,  втулки и полумуфты	129
Материал	Марка	Рекомендуемое применение	Стоимость материал в относится БЫ) стоимости стали СтЗкп, %
 Сталь (ГОСТ 1050—74)	45	То же, что и для стъчд 40, а также крюковые траверсы, зубчатые коле- са, валы-шестерни, тор- мозные шкивы, пальцы муфт и тормозов, буксы, катки опорно-поворотных устройств	129
	50 Г	Детали, подверженные интенсивному истиранию, диски трения, шестерни, валы-шестерни, рельсы опорно-поворотных уст- ройств	157
	75  65Г	Ходовые колеса	157  157
Сталь (ГОСТ	4 0Х	Тяжелонагружепные ва-	165
4543—71)	45Х	лы, валы-шестерни, чер- вяки и звездочки меха- низмов	
Сталь (ГОСТ 601—60)	111X15	Кол ь ца опорно- по ворот- ных устройств	220  		X
Сталь (ГОСТ 14959—69)	60С2	Пружины горячей навив- ки (прутки диаметром  8 мм и Солее)	206
Стальное литье (ГОСТ 977—75)	35Л	Корпуса подшипников, букс ы, ступ ицы бара ба- нов, барабаны, блоки, ры- чаги тормозов	345
	55Л	Зубчатые колеса, тормоз- ные шкивы, катки спор- но поворотных устройств	345
Чугунное литье (ГОСТ 1412—70)	СЧ 15-32	Блоки (с толщиной сле- пок до 15 мм), корпуса и крышки редукторов	150
	СЧ 18—36	Блоки» барабаны, корпу- са в крышки редукторов, тормозные колодки, звез- дочки	215
Материал	Марка	Рек мен дуемое применен не	Стоимость материалов относительно стоимости стали  СтЗкп, %
Чугунное литье (ГОСТ 1412—70)	СЧ 28—48  СЧ 35—56	Блоки, барабаны, корпу- са и крышки редукторов повышенной прочности	240
Алюминиевые сплавы (ГОСТ 2685—75)	АЛ 5  АЛИ	Корпуса редукторов, кор- пуса ручных и электри- ческих талей, кронштейны Корпуса электрических талей	760  760

Таблица 9

Сталь, рекомендуемая для крансвых металлических конструкций
мостовых и Козловых кранов крюкового исполнения, опорных и
подвесных кран-балок (по данным ВНИИПТмаша)

ГОСТ н дополни- тельные требования	Марка стали	Толщина П рената, мм	Область применения	Мини- маль- ная темпе- ратура Эксплу- атации, ’С	Стоимость ЛИСТОВОЙ стали в % ОТ СТОИМОС- ТИ стали марки ВМ СтЗлС
ГОСТ 380—71. группа А и Б	СТЗкп (кипящей плавки)		Площадки* насти- лы, лестницы, пе- рила, ограждения, обшивки кабин, ко- жухи, ящики и прочие нерасчетные и неответственные элементы, не участ- вующие в работе конструкций	Не огра- ничи- вается	86
ГОСТ 380—71, группа В, п. 2.5.2, а, в, д, п, 2*6.4 и п. 2,6.5	ВМ СтЗпс;  вк  СтЗпс;  (полу- спокойной плавки)	До Ю	Расчетные и вспо- могательные эле-- менты несущих сварных и клепа- ных конструкций мостов и тележек кранов	—30	100
ГОСТ 380—71 группа В, п. 2.5*2, а, в, г* д, з. и, и. 2.6.4 и  II. 2.6 5		10 ... 25			
1  ГОСТ н дополни- тельные требования	Марка стал н	Толщина и рэкет □, мм	Область применения	Мини- маль- н ая темпе- ратура эксплу- атации, ° С	Стоимость Л ИСТО нои стали в % от стоимос- ти стали марк и ВМ СтЗпс
ГОСТ 380—71. группа В, п. 2.5.2, а, щ г, д, н. 2.С.4 и п. 2.6.5	вм  СтЗпс;  ВК  СтЗпс;  (полу- спокойной плав кет)	До ю	Расчетные и вспо- могательные эле- менты несущих сварных и клепа- ных конструкции мостов и тележек кранов	—40	•
ГОСТ 330—71, группа В, п. 2.5.2, а, г, Дт з+ и, п. 2.6.4 и п. 2.6.5	ВМ СтЗсп; В К СтЗсп (спокой- ной плав- ки)	10 ... 25		—40	105
ГОСТ 6713—75	М16С	10 ... 30		—40	124
ГОСТ 5781—75	09Г2С;  09Г2	До 20		—50	122
ГОСТ 6713—75	10Г2С1;  10ХСНД;  15ХСНД	20 ... 40		-50	122  158  125
	10Г2С1 (тер мо об- работан- ная)	До 40		—65	—
Примечание. ПримеЕ1ение углеродистых сталей при грузоподъем- ностях свыше 125 тс и 6оле»ших (ненормированных) пролетах ВНИППТмшн считает экономически нецелесообразным.					

сравнительно высоких механических характеристиках удельная
(относительная) прочность у них больше, чем у стали, что дает
возможность снизить вес металлических конструкций при приме-
нении сплавов. Следует учитывать, что у алюминиевых сплавов
низкий предел выносливости о_1т поэтому усталостные разруше-
ния для алюминиевых конструкций опаснее, чем для стальных.

Для изоляции конструктивных элементов из алюминиевых
сплавов от контакта со стальными применяют изолирующие
прокладки, гальванические покрытия и окраску. В грузоподъем-
ных машинах применяют и неметаллические материалы. Напри-
мер, из капроновой смолы под давлением изготовляют втулки
подшипников скольжения для опор но-поворотных устройств по-
ртальных кранов, бегунки подвесок токопровода, ручки рычагов
управления, распорные кольца, футеровку канатных блоков;
из текстолита — вкладыши, втулки, шестерни; из гетлнакса —
электроизоляционные плиты и перегородки. Для теплоизоляции
кабин применяют пенопласт ФС-7-2, для облицовки стен —
декоративный бумажно-слоистый пластик ОД, для буферов и вту-
лок пальцевых муфт — резина 1В, для тормозных колодок —
асбестовая тормозная лента.

Перечисленные материалы в основном применяются и в тран-
спортирующих машинах. В качестве тяговых органов ленточных
конвейеров применяют ленты различных типов на основе хлоп-
чатобумажных, капроновых, анидных и комбинированных тка-
ней, а также резинотросовые ленты.

Применяемые в подъемно-транспортном машиностроении ма-
териалы представлены в табл. 8 и 9.
ГЛАВА П

РАСЧЕТ МОСТОВОГО КРАПА

§ 1.	Назначение п конструктивное исполнение
мостового крапа* Исходные параметры

Мостовые краны предназначены для выполнения погрузочно-
разгрузочных и транспортных операций в цехах современных
промышленных предприятий, па монтажных и контейнерных
площадках, на открытых и закрытых складах. Они перемеща-
ются но рельсовым путям, расположенным на значительной
высоте от пола, мало занимают полезного пространства цеха
и обеспечивают обслуживание почти всей площади цеха* Па
открытых складах, монтажных и контейнерных площадках исполь-
зуют мостовые крапы, перемещающиеся по рельсовым путям, рас-
положенным па земле {козловые краны),

Мостовой кран (рис. 15) состоит: из грузоподъемной тележки 3
(рис* 16), включающей механизм подъема 9, грузозахватное устрой-
ство 6, механизм передвижения 10, и из моста 4, представ-
ляющего собой две сплошные (или решетчатые) фермы, присоеди-
ненные к концевым балкам У/, в которые вмонтированы приводные
13 и неприводные 12 колоса. Мост снабжен буферами 7. Механизм
передвижения моста 1 и 5 имеет привод от одного или двух двигате-
лей* Подача электроэнергии электродвигателям механизмов осу-
ществляется через троллеи* 8* Аппаратура управления всеми при-
водами расположена в кабине 2.

Рассчитать мостовой кран общего назначения для работы в сбо-
рочном цехе машиностроительного завода при следующих исходных
данных: грузоподъемность (2 = 12,5 тс, длина пролета Ь = 16,5 м,
высота подъема наибольшая Н = 13,5 м, скорость подъема груза
V = 0,15 м/с, скорость передвижения тележки с?т = 0,7 м/с, скорость
передвижения крана с’к = 1,5 м/с, режим работы механизмов —
средний (ПВ = 25%). Мост крана двухбалочный сварной* Двига-
тели крана—асинхронные, с фазовым ротором, напряжение
380 В.

Графики загрузки механизма подъема для легкого, среднего
и тяжелого режимов представлены на рис* 17. Загрузка элект-
родвигателя механизма подъема в течение цикла показана на
рис* 18*
Рис, 15. Мостовой кран общего назначения
Ри16, Грузоподъемная те-
лежка

55 Л5
Рис, 17, Графики загрузки механизма подъема крапа:

а, б, в— соответствен л о для легкого, среднего и тяжелого режимов рзботи

Рис. 18, График загрузки электродвигателя механизма подъема в
течение цикла

§ 2.	Расчет механизма подъема

1. Выбор полиспаста, каната, диаметра барабана и блоков. Для Л
проектируемого крана принимаем механизм подъема, схема кото-
рого представлена на рис. 19.

В механизмах подъема с непосредственной навивкой каната на
барабан обычно применяют сдвоенный полиспаст, ври исполь-
зовании которого обеспечиваются вертикальное перемещение гру-
за, одинаковая нагрузка на подшипники барабана и на ходовые
колеса тележки независимо от высоты подъема груза. Для крана
грузоподъемностью 12,5 тс принимаем сдвоенный полиспаст (а =
= 2) кратностью и = 2 (приближенно кратность полиспаста можно
выбирать по табл, 10)-
Максимальное натяжение в кана-
те, набегающем на барабан, при подъ-
еме груза определяют ио формуле

= 4; = 4^85 =3170 кгс- <125>

где г — количество ветвей, на кото-
рых висит груз,

г = иа = 2  2 = 4;

>]п — к, п. д. полиспаста.

При сбегании каната с подвиж-
ного блока к. п. д. полиспаста

1-Яб _ 1—0,97? ПОЙГ
т1п-(|_11б)м (I — 0,97)2

(126)

Рис. 19. Схема механизма
подъема

где т|б”К, п. д. блока с учетом жесткости каната; для блока
на подшипниках качения ^ = 0,98	. 0,97, на подшип-

никах скольжения т]6 = 0,96 .. . 0,95.

Таблица 10

Кратность полиспаста и при различных грузоподъемностях

Характер кавипкн каната на барабан	Тип полиспаста	и при грузоподъемности в тс				
		до 1	2 .„ 6	10 ,Л 15	20 ... 30	40	60
Непосредственно (например, мостовые крапы, тали)	Сдвоенный простой	2  1	2  2	2; 3	314-	4; 5
Через направляющий блок (например, стреловые краны)	Простой сдвоенный	1: 2	2; 3 2	3; 4  2; 3	5; 6	—

При сбегании каната с неподвижного блока (рис. 20) т]н сле-
дует определять по формуле

1 —-По) %5 б
и — чб)« ’
где Пб — количество направляющих блоков.

Максимальное натяжение в канате, набегающем на барабан,
при подъеме груза можно определить также по формуле

5	- $ 1-Т,й	Л9Я1

дтах-	Н28)

* Чб




Риг. 20. Схема поли;паста с

Для случая сбегания каната с не-
подвижного блока

,129)

Канат выбираем по разрывному
усилию, согласно Правилам Госгор-
технадзора:

5Р 5тпэх^к =^3170- 5,5 =

= 17 435 кге, (130)

где пл — коэффициент запаса проч-
ности каната, принимаемый
по табл: 11.

двумя направляющими блоками Из при.ъ । выбираем канат сталь-
ной двойной свивки, типа ЛК-3, кон-
струкции 6 х 25(1 4-6; 6 4- 12) + I о. с. (ГОСТ 7665—69),
диаметром = 17,5 мм при расчетном пределе прочности прово-
лок о - - 200 кге. мм2, площадью сечен ня всех проволок Гк =
— 114,58 мм2 и с разрывным усилием 5Р = 18 600 кге.

Коэффициенты запаса прочности канатов

Таблица 11

Назначение каната	Тип приводя и режим работы	"к
Грузовые и стреловые  Растяжка стрелы  Канаты лебедок» предназначенные для изменения вылета стрелы без груза  Грейферные:  а)	у грейферов с раздельным двухмоторным приводом (принимая, что вес грейфера с грузом равномерно распределен на все ка- наты)  б)	у грейферов с одномоторным приводом  е) у грейферов одноканатиых и моторных  Огтяжка мачт и опор  Несущие канаты кабельных кранов  Тяговые канаты, применяемые на кранах  Для кулачковых поддержек и подвески электро- проводов кабельных кранов  Канаты полиспастов для заякориваняя несущих канатов кабельных кранов  Канаты лебедок, предназначенных д.чя подъема людей  Канаты, используемые при монтаже кранов	Ручной машинный:  легкий  средний тяжелый  весьма тяжелый	4,0  5,0  5,5-  6,0  6,0  3,5  4,0  6,0  5,0  5,0  3,5  3,5  4,0  3,0  6,0  9,0  1,0
Для выбора канатов можно использовать рекомендации, при-
веденные в литературе [21], В качестве подъемных и тяговых
канатов при однослойной навивке и нарезанных канавках при-
меняют канаты: ЛК-Р конструкции 6 х 19 (ГОСТ 2688—69)
и ЛК-3 конструкции 6 х 25 (ГОСТ 7665—69) при О 4К> 24 в нор-
мальных и Р/б/к^18 в особо стесненных габаритных условиях;
ЛК-РО конструкции 6 X 36 (ГОСТ 7668—69) при Л/бУк^2О ... 24
в нормальных и О (1К^ 16 ... 18 в особо стесненных габарит-
ных условиях; при многослойной навивке или в условиях сколь-
жения по направляющим — канат ЛК-0 конструкции 6 х 19
(ГОСТ 3077—69) при 30 в нормальных и Р/Д< 25 в особо
стесненных габаритных условиях.

При выборе канатов следует принимать во внимание тот факт,
что канаты с прядями ЛК, работающие на блоках и барабанах
с полукруглой канавкой, долговечнее в 1,5...2 раза, чем канаты
с прядями ТК.

Диаметр блока и барабана по центру наматываемого каната

Обл> ес1к = 25 - 17,5= 437,5 мм.

Диаметр блока и барабана по дну канавки

О>(е— 1)йк = {25—1) 17,5 = 420 мм, (131)
где е — коэффициент, зависящий от режима работы и типа грузсг
подъемной машины (табл. 12). Для среднего режима е =
= 25.

Диаметр блока крюковой подвески (по центру наматываемого
каната) принимаем = 450 мм.

Диаметр уравнительного блока — (0,6 .., 0,8)Р. Принимаем
1)у - 0,80 = 0,8 • 450 = 360 мм.

Форма и размеры профиля ручья при вертикальном положении
блока и при отклонении каната от средней плоскости блока на угол
не более 6° приведены в прил. V.

Блоки изготовляют из чугуна СЧ 15-32, СЧ 18-36, стали 45 Л,
магниевого сплава МЛ-5-ТЧ.

2. Выбор и проверочный расчет крюковой подвески (рис. 21, тип
/). По номинальной грузоподъемности = 12,5 тс и режиму рабо-
ты выбираем крюк однорогий, тип Б № 17 (ГОСТ 6627—74,
прил. VI, VII).

Крюк (рис. 22) изготовлен из стали 20, имеющей предел
прочности сгв = 4200 кгс/см2, предел текучести ат = 2500 кгс/см2,
предел выносливости о_1 — 1200 кгс/см2. Резьба шейки крюка —
метрическая М64 с внутренним диаметром с!и ~ 56,2 мм. На проч-
ность крюк проверяют в сечениях / — 7, Л — .4 и /Г—Л'.

В сечении / —/ крюк рассчитывают на растяжение:

п _	_ 4  12 500

3,14 • 5,62?

504 кгс/см3 [о] = 500 ,., 600 кгс/см3.
Таблица 12

Наименьшие допускаемые значения коэффициента е

Тип машины	Прпаод механизма	Ре ж им работы механизма	Е
Грузоподъемные всех типов, за ис- ключением стреловых кранов, эле- ктроталеЙ и лебедок	ручной	-—	18
	машинный	Л с т ВТ	20  25  30  35
Кра цы стреловые  а)	механизмы подъема груза и стрелы  б)	механизм для монтажа кранов	ручной	—	16
	машинный	л с г  ВТ	16  18  20  25
	машинный	—	16
Электрические тали  Грейферные лебедки:  а)	грузоподъемных машин  б)	стреловых крапов  Блоки грейферов	машинный		20  30  20  18
Лебедки:  а)	для подъема грузов  б)	Для подъема людей	ручной машинный	— !	12  20
	ручной машинный	—	16  25

При более точных расчетах проверяют шейку крюка на усталост-
ную прочность.

В сечении А — /1 крюк рассчитывают как кривой брус, нагру-
женный эксцентрично приложенным усилием* Наибольшее напря-
жение растяжения внутренних волокон сечения А — А

п	_ 2 * 12 500 * 4,39 _ 1774 1<ГС/См3	/139\

0,086  59,95  12	1/74 к 7	•

где Р— площадь сечения А — А. После замены действительного
сечения равновеликой трапецией имеем

Г = &1+ЬАо = 23 + 8.7 . 10>9 = 59,95 см»;

2.	«-

е2— расстояние от центра тяжести сечения до внутренних
волокон,

2&1 + м« _ 2 • 2.3 + 8,7 Ю.9 _

е* ~	3 “ 2,3+ 8.7' ~ “ 4’ЗУ СМ’

I:— коэффициент, зависящий от кривизны и формы сечения
крюка,

к={[».+V(г+е‘> ]|п	- М -1 =

-	+НЙ^0,.а> + 6'51)1х

X 1П 1о39+!5 ~ <8’7 ~2’3)) ~ 1 = °-°86:	<133)

г — расстояние от центра приложения нагрузки до центра тяжести
сечения,

Г =	+ е., = ~ + 4,39 = 10,39 см;

О = 120 мм — диаметр зева;

е, — расстояние от центра тяжести сечения до наружных волокон,

61 = й0 _ е2 = 10,9 — 4,39 = 6,51 см.

Для однорогих крюков коэффициент к может быть определен
приближенно по графику (рис. 23).

Напряжения в сечении А' — А' определяют при условии, когда
стропы расположены под углом 45° к вертикали (рис. 22),

Усилие, разгибающее крюк,

Рис. 23, Номограмма для определения
коэффициента к

45° = 6250 кгс.

Наибольшее напряжение
растяжения внутренних воло-
кон в сечении А' —А'

__ 2#ае5 _ 2 • 6250 » 4,39
ш	” 0,086 • 59,95 - 12==

= 887 кгс/см2.

Значения параметров Г,
Д, е2 и к сечения А' — А*
принимаем такими же, как для
сечения А — А, так как оба
сечения примерно равны ме-
жду’ собой.

Касательное напряжение
(на срез) в сечении А'—А'

(}	12 500	„

т 1=5 Е *" 59,95	9 кгс см ’
Суммарное напряжение в сечении А' — А' согласно третьей
теории прочности

Ст = V+ 4т- ±= ]/8872 + 4 • 209= = 980 кгс,'ем2. (134)

от

Допускаемое напряжение [о] = —, здесьлт — запас прочности
"т

по пределу текучести, имеющий следующие значения [7|:

Режим работы

Крюки с вертикальными и горизон-
тальными сечениями

	одинаковыми	разными
Л и С	1,2	1.4
Т и ВТ	1,5	1,75

В нашем случай для стали 20

[о] = ^ = ^ = 1786 кгс/см2.

Расчетные напряжения в сечениях А—А и А'—Л' меньше
допускаемых.

Гайка крюка. Высота гайки должна быть не менее

,/ __ 4Ср	4 И2500-0,6	__	_

П ~ п (</’ —<**) Р ~ 3,14 (5.4? —5,62») . 300 “ 6,4 СМ

где I = 0,6 см — шаг резьбы;

р — допускаемое напряжение на смятие; сталь но
стали р = 300 .,. 350 кгс/см2 (материал гайки
сталь 45).

Для метрической резьбы высота гайки

Н = 1,2^ = 1,2-64 = 76,8 мм.

Высота гайки с учетом установки стопорной планки И = 80 мм.

Наружный диаметр гайки

Ои- 1,8^= 1,8* 64 = 115 мм.

Улоряый подшипник 14!. Для крюка диаметром шейки <^“70 мм
выбираем упорный однорядный подшипник легкой серии 8214
(ГОСТ 6874—75) со статической грузоподъемностью Со= 16 100 кгс
(прил. IX).

Расчетная нагрузка на подшипник должна быть равна или мень-
ше статической грузоподъемности:

= Аб<2 = 1,2 * 12^500 — 15 000 кгс< Со= 16 100 кгс, (136)

где ко = 1,2 — коэффициент безопасности (прил. X).

Траверса крюка. Она изготовлена из стали 45, имеющей пре-
дел прочности ав —6100 кгс/см2, предел текучести ат=-
= 4300 кгс/см2, предел выносливости а_1 = 2500 кгс/см2.
Траверсу рассчитывают на из-
гиб при допущении, что действую-
щие на нее силы сосредоточенные;
кроме того, считают, что перерезы-
вающие силы незначительно влия-
ют па изгибающий момент. После
конструктивной проработки или из
прил. XI определяют расчетные
размеры, т. е. расстояние между
осями крайних блоков Ь = 266 мм
(рис. 21, тип. I), Расчетная на-
грузка на траверсу = 15 000 кгс
(такая же, как и на упорный под-
шипник).

Максимальный изгибающий мо-
мент (рис. 24, сечение А — Л)

Фр* 15 000-26,6

” 4 —	4

= 99 750 кгс-см.

Рис. 24. Траверса	Момент сопротивления среднего

сечения траверсы

Й7 = — = 99 7— — 110 8 см3
|я]	900	1 ‘	’

где [а] — допускаемое напряжение па изгиб, кгс/см8.

Так как напряжения в траверсе изменяются по пульсирующему
циклу, то

” |п] к' = 1,6  2,4 ” $ кгс см-,	(137)

или приближенно принимают [о] — 600 ... 1000 кгс/см2.

Момент сопротивления среднего сечения траверсы (рис. 24),
ослабленной отверстием,

^ = |(*1-4)Л2,

где йг =	+ (2 ... 5) = 70 + 5 = 75 мм;

Ь1 — ширина траверсы; назначается с учетом наружного диа-
метра О, посадочного гнезда для упорного подшипника,
Ь1 = 01 + (10 ... 20) - 106 + 14= 120 мм.

Высота траверсы Н = |/~ ьи = [Л(>' И2*| = 12,2 см.

Изгибающий момент в сечении Б —Б

м„ Ц = 7	— 4 ) =	(13.з — 8,8) = 33 750 кгс • см.
Минимальный диаметр цапфы под подшипник

,	1 /~МИ. 11	1/ 33 750	7О1

— ]	0,1 [о] — г 0,1  900 — 7,2 * СМ'

Выбор подшипников блоков.

Поскольку подшипники блоков работают при переменном ре-
жиме нагрузки, то эквивалентную нагрузку определим по формуле

и п	ч- Р&, + — + />?,/-«	.,_е.

Р -- у	Д	9

где Р2* Рз> Р« — эквивалентные нагрузки;

/2,	, Ьп— номинальные долговечности (время, в те-

чение которого действуют эквивалентные нагрузки Р2, ..., Рп,
млн, об-

Для радиальных шарикоподшипников эквивалентную нагрузку
при каждом режиме вычислим по формуле [4, 28]

р	(XV Г г + УГа)	(139)

где Рг — радиальная нагрузка, кгс;

Ра—осевая нагрузка, кгс; в нашем случае Ра =0;

X и У — коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, для одно-
рядных шарикоподшипников прм^—Х=*1, У~0
(здесь с— коэффициент осевого нагружения [4], завися-
щий от угла контакта);

V—коэффициент вращения; при вращении внутреннего
кольца относительно направления нагрузки V - 1 и при
вращении наружного кольца V = 1,2;

Ло—коэффициент безопасности; = 1,2 (прил, X);

Л,—температурный коэффициент; /г, = 1 (так как рабочая
температура подшипника < 100" С).

С учетом графика загрузки механизма подъема (рис. 17,6) при
среднем режиме работы радиальные нагрузки на подшипник со-
ставляют:

?п = т =	= 3'125 кгс;	= 1562-5 кге!

Рг3 = 0,195РП = 609 кгс; Г,ч = 0,05ГЛ1 = 156 кгс.

Эквивалентные нагрузки при каждом режиме:

= (ХУРп + УРа) к^ = 1 • 1,2  3125  1,2 • 1 = 4500 кгс;

Ра = 1  1,2 • 1562,5 • 1,2- 1 = 2250 кгс;

Р3 = 1 . 1,2- 609- 1,2- 1 =877 кгс;

Р4 = 1 • 1,2  156 • 1,2 • 1 =225 кгс.
Долговечность подшипника номинальная и при каждом режиме
нагрузки:

Г 60/1 г 60 • 6,37 ОнЛЛ Т 9.4

ь =	— -- —.... • ЗоОО =1,34 млн, об.;

/,± = 13 = 0,1/, = 0,134 млн. об,;

Л2 = 0,5/, = 0,67 млн. об.;

/,4 = 0,3/, = 0,402 млн. об.,

где /,Л —ресурс подшипника, = 3500 ч (прил. XII);

п—частота вращения подвижного блока крюковой подвески,
с которого канат сматывается на барабан, при устано-
вившемся режиме,

60Гф(«—!)	60.0,15(2 — 1) й о7

П =  Тп-------= —> Л- л - =6,37 МИИ 1

3,14-0,4э	’

Обл— Диаметр блока по центру наматываемого каната. Эквива-
лентная нагрузка

р	Л />^1 +

3 4500*  0,134 4- 2250* 0,67 + 877* . 0,134 + 225* • 0,402

\/ - — -  - --------’-----------------------— — 2460 кге.

Динамическая грузоподъемность

с = 1|/иС = 1,34|/3 • 2460 = 2713 кге,

где а — показатель степени; для шарикоподшипников а 3, для
роликоподшипников а = 3/33.

Для данного диаметра цапфы по динамической грузоподъемности
выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный легкой се-
рии 215 (ГОСТ 8338—75), внутренний диаметр ^ = 75 мм, наружный
диаметр 29 = 130 мм, ширина подшипника й - 25 мм, динамиче-
ская грузоподъемность С = 5190 кге (прил. XIII),

При расчете крюковой подвески с крюком типа А цапфу тра-
версы со стороны щеки подвески проверяют на смятие. Щеку
рассчитывают на растяжение по ослабленному отверстием сечению,
а в скругленной части около отверстия проверяют по формуле Лямэ,
Равнопрочность рассчитываемых сечений щеки обеспечивается
при соблюдении следующих соотношений ее размеров:

/? « (0,6...0,65)Ь;
Ь ~ (1,8...2,0) б/,

где с! — диаметр оси блоков или цапфы траверсы;

Ь — ширина щеки;

А? — наружный радиус проушины.
Затем рассчитывают ось блоков-

3, Расчет узла барабана. Принимаем барабан диаметром* О —
= 400 мм (рис, 25) по дну канавки.

Расчетный диаметр барабана Об = 417,5 мм (по центру наматы-
ваемого каната).

Длина каната, наматываемого на одну половину барабана,
Ь^Ни=- 13,5-2 = 27 м.

Число витков нарезки на одной половине барабана

2 = ^ + (1.5...2)-ет^гГ5+2 = 23.	(140Г

где 1,5 ... 2 — число запасных витков.

Длина нарезки на одной половине, барабана
/п = г/н = 23  20 -- 460 мм,
где /ц — шаг нарезки барабана {прил. XIV), для каната </к =
= 17,5 мм, /„ = 20 мм.

Полная длина барабана

Дб = 2(/н + /3) + /г = 2(460 + 4 • 20) + 180 = 1260 мм, (141)
где 4/(< —длина участка с каждой стороны барабана, исполь-
зуемая для закрепления каната;

1Г — расстояние между правой и левой нарезками,

1Г = Ь — 2Лгп[И а = 266 — 2 • 650 - 4° == 175 мм; (142)
/

— расстояние между осью барабана и осью бло-
ков в крайнем верхнем положении, Лпнл=650мм;

♦ Диаметр барабана можно принимать на 15% меньше значения [10],
полученного по формуле (131).
Рис. 26. Схема к рас-
чету барабана

а — допустимый угол отклонения набегаю-
щей на барабан ветви каната от верти-
кального положения, а “ 4...6е;

/? — расстояние между осями ручьев крайних
блоков, Ь = 266 мм (прил. XI),
Принимаем /г= 180 мм.
Барабан отлит из чугуна СЧ15-32 с преде-
лом прочности на сжатие ов = 7000 кгс/см2.

Толщину стенки барабана определяют из
расчета на сжатие:

б=та=^=°'96см’ <143)

где [асм] =	~ у— ~ 1650 кгс/см2;

к — коэффициент запаса прочности для крюковых кранов, к = 4,25
(прил. XV).

Из условий технологии изготовления литых барабанов толщина
стенки их должна быть не менее 12 мм и может быть определена по
формулам:

для чугунных 6 = 0,020 4- (0,6... 1,0) см;	(144)

для стальных б = 0,012) + 0,3 см.

Толщина стенки проектируемого чугунного барабана

6 = 0,022) + 0,7 = 0,02 • 40,0 + 0,7 = 1,5 см.

Принимаем толщину стенки б = 16 мм.

Кроме сжатия стенка барабана испытывает деформацию изгиба
и кручения (рис. 26).

Крутящий момент, передаваемый барабаном,

Мкр = 25тах^=2.3170^= 132 350 кгс-см.

Изгибающий момент определяют для случая, когда крюковая
подвеска находится в самом верхнем положении (расстояние между
навиваемыми канатами /г — 180 мм). После конструктивной про-
работки расстояние от точки приложения усилия 5тах до сере-
дины торцового диска оказалось равным /' == 450 мм. Тогда

Л1И = 5тахГ = 3170 - 45 = 142650 кгс-см.

Сложное напряжение от изгиба и кручения

. _	= У «<№ -йодлям- _ 66 иге/см. (И5)

где №—экваториальный момент сопротивления поперечного се-|
чения барабана,
б4 —и!

Г = 0,1- о	= 0,1 X

404 — 36,8*	101Г з

X 40	=1815 см3,

[} *ч40,0 см, Ой = 36,8 см;

* ф — коэффициент при- Рис, 27. Схема закрепления каната к бара-
ведения напряже- бану
ний, ф — 0,75.

Напряжения от изгиба и кручения в стенке барабана незначи-
тельны; при длине барабана менее трех диаметров они обычно не
превышают 15% от напряжения сжатия.

Расчет крепления каната к барабану. Принята конструкция
крепления каната к барабану прижимной планкой, имеющей трапе-
циевидные канавки (рис. 27). Канат удерживается от перемещения
силой трения, возникающей от зажатия его между планкой и бараба-
ном болтами (шпильками}. Начиная от планки (точка Б), предусмат*
ривают дополнительные витки (1,5...2), способствующие уменьше-
нию усилия в точке закрепления каната.

Натяжение каната перед прижимной планкой (точка Б)

5Я -	= - З'70-^ = 484 кгс

е(а 2,720'15'4'3’14

(146)

где е = 2,72—основание натурального логарифма;

/’— коэффициент трения между канатом и барабаном
(/ = 0,10 ... 0,16);

а — угол обхвата канатом барабана, принимаем а = 4к. '
Суммарное усилие растяжения болтов

——7------- =--------------------- - 4Яо-ТПГ 314-----= 712 КГС, (147)

^(е^+ 1)	(0,15+ 0,233} (2,72°'15‘2'з и + 1)	4

где /\ — приведенный коэффициент трения между планкой и бара-
баном; при угле заклинивания каната 2р — 80"

' = ет =	= °.233;

а1 — угол обхвата барабана канатом при переходе от одной ка-
навки планки к другой.

Суммарное напряжение в болте при затяжке крепления с учетом
растягивающих и изгибающих усилий:

1,3лР	= ЦЗ • 1,8 • 712	1,8 • 166 • 2,6

ж»’ +0,1?4	2 - 3.14 . 1,875* + 2 • 0.1  1.875’ ~~

г.7Г,- :	 ... .4

— 740 кгс/см* <	= 1173 кгс/см2,	(148)
где п — коэффициент запаса надежности крепления каната к бара-
бану,

п 1,5; принимаем п = 1,8;

г = 2 — количество болтов;

Ри — усилие, изгибающее болты,

Ри = РА - 712  0,233 - 166 кге;

(Ц — внутренний диаметр болта М22, изготовленного из
стали СтЗ,

от = 2200 кгс/см2, (11 ~ 18,753 мм.

Допускаемое напряжение для болта

.	0,8-2200	, 2

пр === -ру =	— = 1173 кгс/см2.

Расчет оси барабана [7]. Ось барабана изготовляют цз стали
45 (ГОСТ 1050—74) с пределом прочности пв = 6100 кгс/см2. Для
определения геометрических размеров /, а, Ь и 1й (рис. 28): по рас-
четным и выбранным параметрам вычерчиваем в масштабе габариты
принятого редуктора, в разрезе зубчатую полумуфту с опорой оси
канатного барабана, канатный барабан со ступицами и торцовыми
дисками и вторую опору, расстояние между которой и торцом бара-
бана принимается в пределах 10...20 мм (зазоры назначаются с уче-
том возможности выполнения монтажных и ремонтных работ). -

Предварительный расчет. При номинальном грузе на крюке
равнодействующая от усилий в ветвях каната находится па расстоя-
нии 613 мм от правой опоры В.

Реакции в опорах:

КЛ = ?5±±!» _	= 2804 кге;

I	100,0

Рв = 25П1ах — /?д = 2 • 3170 — 280 4 = 3536 кге.

Усилия, действующие со стороны ступиц на ось:

р ' ^шах (/с-У	2 • 3170(106,6 - 49.3) _

--------«б---------= 3408 кгс’

Рс = 25тах — Ра = 2 • 3170 — 3408 = 2932 кгс.

Строим эпюры изгибающих моментов и перерезывающих сил:

Л4с = К ла ~ 2804  20 = 56 080 кгс • см;

Мо =	= 3536 - 12 = 42 432 кгс ♦ см.

При известном изгибающем моменте диаметр оси приближенно
вычисляется по формуле

<-У	<149’

где [о] — допустимое напряжение изгиба для материала оси.
.—

2 О^С

Рис. 28. Схема к расчету оси барабана



Для стали 45у'ри III режиме нагрузки, изменяющейся при вра-
щении вала от 4-М до —М (симметричный цикл), [а! = 550
кгс/см3 (прил. XVIII). Принимаем й = ПО мм.

В тех случаях, когДа известен крутящий момент, диаметр вала
приближенно вычисляют по формуле

я / д/

4 = 1.7]/ см

(150)

В*
где [т]—допускаемые напряжения кручения для материала вала,
кгс/см2, [т} = 0,6 [о].

Расчет на статическую прочность. При совместном действии
нормальных от изгиба и касательных напряжений запас прочности

ЯТОПТ1 -	«

1/^2	. й	П

(151)

где нто — запас прочности по нормальным напряжениям.

Мт<?

V

О *

лтт — запас прочности по касательным напряжениям,

МТт ---

ст и т —нормальное и касательное напряжения б рассчитывае-
мом сечении, кгс/см2;

ат и тт—предел текучести при растяжении и кручении мате-
риала валов и осей с учетом их размеров, кгс/см2*

Сначала расчет выполним для сечения / — /, ослабленного
шпоночной канавкой (рис. 28). Напряжения в расчетных сечениях
осей и валов находят по формулам, приведенным в табл. 13,

Таблица 13

Основные формулы для определения нормальных
и касательных напряжений

Напряжение, кгс/см2	Формула	Примечание
Нормальное от изгибаю- щего момента  Нормальное от изгибаю- щего момента и осевой силы  Касательное от крутя- щего момента  Касательное от крутя- щего момента и перере- зываю щен силы	Л_Ч, г  , _ Ч . л  ~	+ р  Л,к т — —  , М	п  ’'=-г:+]-зз7  1	Л4>р Л1к — изгибающий и кру- тящий моменты в рассматриваемом сечении, кгс • см;  Л, ф —осевая и попереч- ная силы в рас- сматриваемом се- чении, кгс;  1Г,	— моменты сопротив-  ления сечения из- гибу и кручению, с№;  Г—площадь попереч- ного сечения, см3: — иаименыинй до- пустимый запас прочности по пре- делу текучести > (прил. XIX)
Формулы для определения
17к и Л а также значения по-
правочных коэффициентов
е", виг ^приведены
в прил. XXI, XXII, XXIII.

Нормальное напряжение от
изгибающего момента

_ ии ___ ^иО

” V ” 0,И3е' ~

ОД . I”. 0,9 = 354 11гс/аЛ

Рис, 29. Значение масштабного коэф-
фициента ет в зависимости от диаметра
с1 вала (оси)

Касательные напряжения ат пе-
ререзывающей силы к и

,	1	0'	1 ОО	_ 1 ОО 3536	Г1 лМ..2.

т —- 1,33	- 1,330 785 .	1,33н,785 - И* - 0,97 о1 кгс СМ ,

от = от'ет = 3600  0,76 — 2736 кгс/см2;

тг= тт'&т = 2160 • 0,76 = 1642 кгс/см2,

где и т^—пределы текучести образца.

Для стали 45	= 3600 кгс/см2, тт' =2160 кгс/см2, ет — мас-

штабный фактор (рис. 29), ет —0,7б,

Зайасы прочности по нормальным и касательным напряжениям:

/1тя “

2736

354

Нт: —

1640 _

51 ~

Ч

Запас прочности при совместном действии нормальных и каса-
тельных напряжений

пт =

7,7  32

V 7,7*	32*

— 7,48 >*т = 2.

Так как = 57^? = 2,23 > 1,4, то значения кт (прил. XIX)
СГ<Г /. I о ч)

.	' а« 1	4

берем из числителя, а если --< 1,4,—то из знаменателя.

По значению запаса прочности пт судят о необходимости
проверки осей и валов на усталость.

Если лг>г, то вал или ось можно не рассчитывать на уста-
лость. Если пт< V, то вал или ось рассчитывают на усталость.
Значение коэффициентов V для различных случаев концентрации
напряжений приведены в прил. XXIV.

Для нашего случая V 8 (при == [ _ц =	— 4,97к

\ Чпахдл	550	।
где Л4тахкр — наибольший кратковременный изгибающий момент
в опасном сечении, кгс - см;

Л1тахда, — наибольший длительно действующий изгибающий
момент в том же сечении, кгс • см.

Поскольку 7,48 = лт< у = 8, то ось проверяем на усталость.

Расчет на усталость. Проверку на усталость производят для
сечений, ослабленных концентраторами напряжений.

Напряжения в наиболее опасных сечениях определяют ио фор-
муле

где Л1и и Л4К — изгибающий и крутящий моменты в сечении,
кгс  см;

Иу — сопротивление сечения при изгибе, см3;

кп9 —коэффициент, учитывающий концентрацию напря-
жений в рассматриваемом сечении*

При галтелях — 0,02 для шпоночных канавок и мест по-
садки зубчатых колес /г3о — 2; при поперечных отверстиях Ао, =
— 2,1; для шлицев, валов-шестерен йао = 1,7; для мест посадки
подшипников йП(> = 3,0. Затем для наиболее опасного сечения
производим проверку на усталость.

Общий запас прочности при расчете на усталость определяем
по формуле

где к — наименьший допустимый запас прочности по пределу
усталости (прил. XXV).

В прил. XXVII приведены формулы для определения запасов
прочности п* и для различных режимов нагрузки и значения;

Ощах
°й —	2	1

тгп1П „

т*	2	’

Л птах “Ь °ш1п	ттях тт1п

От ------5---- И тт =------2,

ГДе Отах, ОпПп» ттах И Тт1п— напряжения ОТ НЗибоЛЬШИХ Н ЛаИ-
меньших нагрузок, длительно дей-
ствующих в рассчитываемом сечении,
кгс/см2.

о_п т_1 — пределы усталости материала вала
при изгибе и кручении для симмет-
ричного цикла изменения напряже-
ний, кгс/см2;
 " • р — коэффициент упрочнения, вводимый для валов и
осей с поверхностным упрочнением. При закалке
нагревом ТВЧ на глубину 0,9 .., 1,5 мм, дробеструй-
ном наклепе, накатке роликом и т. д. 1,5. При
отсутствии упрочнения 0=1;

кс и к[ —коэффициенты концентрации для рассчитываемого
сечения вала:

к‘с = кв-}-к" — I;

л; = ^+Лгп-1,

где кя, к-1—эффективные коэффициенты концентрации (прил.
XXVIII, рис. 30, 31, 32, 33); \

к™ ~к™ — коэффициенты состояния поверхности при изгибе
и кручении (прил. XXX);

е„ 8,— масштабные факторы при изгибе и кручении (рис. 34);
фт— коэффициенты, учитывающие чувствительность мате-
риала к асимметрии цикла (прил* XXXI);

Ад — коэффициент долговечности, учитывающий факти-
ческий режим нагружения за принятый срок службы,
0,6^ Ад< 1,0. Для валов транспортирующих машин
йд=1,0. Значение Ад определяют по графикам
(рис. 35) в зависимости от —;

7в — число циклов, соответствующее точке излома кривой
усталости; го = 5-1О6 для валов, у которых (1^
100 мм; г0 — 107 для валов, у которых с1 > 100 мм;
= 5 * 10е для валов всех диаметров с прессовой
посадкой;

—общее число циклов изменения яагружеЛий, опреде-
ляемое по формуле (прил. XXXII).

Рис. 30. Значение эффективных коэффициентов
концентрации к^ и Ат в галтели в зависимости о г
предела прочности:

а —при изгибе; б -г при кручении
Рис. 31. Значения эффективных
коэффициентов концентрации и
к* в поперечном отверстии в зави-
симости от предела прочности:

/ — Аа при 4 = 0,05 ... 0,15; 2 — ка
а

при ” = 0,15 ... 0,25;	3 — кт при

4- = 0.05 ... 0,25
о

Риг. 32. Значения эффективных
коэффициентов концентрации Аа
и М шпоночной канавке в зави-
симости ог предела прочности:

1	—	фрезеровало пальцевой фрезой;

2	— фрезеровано дисковой фрезой;
3 ~~ к т фрезеровано пальцевой и дис-
ковой фрез ми

Рис. 34. Значения масштабных факто-
ров при изгибе и кручении еа и п
зависимости от диаметра вала (о.и):
1 — Для углеродистых сталей; 2 — ет
для легированных сталей; 3 — ет для угле-
родистых и легированных: сталей

Рис. 33. Значения эффективных
коэффициентов концентрации /г3 и
кх для шлицев в зависимости от
предела прочности:

/ —к3 ДЛЯ Прям Точных И ЭВОЛЬВС 1Т-
пых шлицев; 2 — кт Для прямоточных

Рис. 35, Значения коэффициента
долговечности Ад в зависимости
от г^\

1	— для всех валов, где яет прессо-
тй посадки и упрочнения (т =9);

2	—Для ве*лов с прессовыми посад-
ками (т = 5); 5 —для валов с уп-
рочнен кем (т — Г8. где т — показа-
тель степени кривой усталости)

Запас прочности по нормальным напряжениям для симметрич-
ного цикла

п, =	' 2К 25°9----= 2,64.	< 153>

рГ/д^ах Пгёз °-75 - 354
где о_1 = 2500 кгс/см2 для стали 45 (прил. ЕХХИ);

& = ка + к" — 1 = 2,5 4- 1,1 — 1 = 2,6,

= 2,5 — при фрезеровании канавки пальцевой фрезой;

к" = 1,1 —при обточке вала;

0 = 1,0 — при отсутствии упрочнения;

ео = 0,73 — для углеродистой стали.

Число циклов изменения напряжений вращающейся оси (напря-
жения изменяются за 1 оборот оси):

гц = ТКТКЯШ ~ 60лб = 20 • 1445 •	60  13,73 = 0,6 • 10’.

Для среднего режима работы Тк = 20 лет;

Тмаш = 24 * 365/и(с = 24 - 365 • 0,5 -Ч),33 = 1445 ч,
где Л'г — коэффициент использования в течение года; для сред-
него режима Л'г = 0,5;

— коэффициент использования в течение суток; для сред-
него режима Лс — 0,33;

Пб = 13,73 мин'1.

Для = в’вр?10 ~ 0,6 из графика (рис. 35) /?д = 0,75.

Запас прочности по касательным напряжениям для симмет-
ричного цикла

= ^.Д-1	= -^Г1-2-------= 10,86. '	(154)

тАг20-75'61

Для стали 45	= 0,6я_1 = 0,6 • 2500 — 1500 кгс/см2;

К = кх + к" - 1 = 2,5 4- 1,1 — 1 = 2,6;

0= 1,0; ет = 0,72; кд = 0,75.

Запас прочности при совместном действии нормальных и каса-
тельных напряжений при симметричном цикле

2,61  10,86

V 2,64® + 10,Йб«

= 2,57 > к =

1,6.

Аналогично проверяем ось на усталость в других наиболее опас-
ных сечениях 11—11, 111—111, IV—IV и т, д.

Выбор подшипников оси барабана. Ось барабана устанавливают
на ролико- или шарикоподшипники радиальные сферические двух-
рядные.

Подшипник опоры В (рис. 28) вставляем в выточку тихоходно»с
вала редуктора Ц2-500, имеющую следующие размеры: диаметр
150 мм, глубина 66 мм. Поскольку ось барабана не вращается отно-
сительно вала редуктора, то подшипник опоры В выбираем по ста-
тической нагрузке.

Расчетная нагрузка на подшипник

^Р = ксКв = 1,2 - 3536 = 4243 кгс.
По этой нагрузке для диаметра цапфы 85 мм выбираем подшип-
ник, который должен иметь наружный диаметр 150 мм.

Таким условиям удовлетворяет роликоподшипник радиальный
сферический двухрядный №3517 (ГОСТ 5721—75) со статической
грузоподъемностью 13 300 кгс.

Ввиду того, что подшипник опоры А работает при переменном
режиме нагрузки, эквивалентную нагрузку определяем по фор-
муле (138).

Радиальные нагрузки на подшипник при среднем режиме ра-
боты (рис. 17,6), кгс:

Рп =	= 2804 (при $ = 12 500 кгс); Р„ « 0,5Гг1 = 1402; Рп «

- 0,195ГН = 547; Рг4 = 0,05Рг1 = 140.

Долговечность подшипника номинальная и при каждом режиме
нагрузки, млн. об.:

Л =	•|01>3’73  3500 = 2,88; Д, = 1э = 0,11 = 0,288;

I, _ о,5Ь = 1,144;	= 0,3€ = 0,864,

где п — частота вращения барабана,

60 • 0,15.2

"	“ 3,14 • 0,4175

= 13,73 МИН-1.

Для радиального роликоподшипника эквивалентную нагрузку,
кгс, при каждом режиме вычисляем по формуле

Р1 = (XV Рп + УРа) М, = 1  1  2804 Г,2 • 1 = 3365;

Ра = 1 - 1  1402 -1,2 1 = 1682; Р3 = 1 • 1  547 • 1,2 . I = 656;

Р4 = 1 1  140 • 1,2 • 1 = 168;

где У = 1; Ра = 0; ^=1,2; Л<=1.

Для радиальных сахмоустанавлпвающихся двухрядных ролико-
р

подшипников при у~^.е X = 1; К=0,45с(^а (здесь а —но-
минальный угол контакта, равный углу между нормалью к зоне
контакта ролика с дорожкой качения наружного кольца и плос*
костью, перпендикулярной к оси подшипника).

Эквивалентная нагрузка

„ _	Р& 4- Р& +	+ Р$Ь4

V ------------Г------------

?/3365»  0,283 -1- 1682*  1,44 + 656»  0,288 + 168» • 0,864	, оэо .

= у ---------------------2^8-------------------------------------- 1838 не-

динамическая грузоподъемность

С = Г,/а(Э = 2,88|/3'33 - 1838 = 2525 кгс.

С целью соблюдения унификации для опоры А принимаем под-
шипник Л_ 3517, который вполне удовлетворяет по динамической
гр узоподъем ноети.
4.	Расчет мощности двигателя и выбор редуктора.

При подъеме номинального груза мощность двигателя механизма
подъема

дг	= 12500 • °-15 = 916 кВт	(1 г'3)

'’р	102ц,	102 0,85

где 1]Ь1 — к- п. д., 1|а = 0,85 (прил. XXXIII).

Если фактическая продолжительность включения ПВФ электро-
двигателя не совпадает со стандартной ПВ крановых электродвига-
телей, приводимых в каталоге, то фактическую мощность Иф при
установившемся режиме определяют для .стандартных ПВ по фор-
муле (124).

Предварительно, до проверки мощности двигателя по нагреву,
принимаем ближайший по каталогу двигатель меньшей мощности.
Из прил. XXXIV выбираем электродвигатель переменного тока
с фазовым ротором типа МТГ411-8 мощностью. =18 кВт, час-
тотой вращения п = 700 мин“1	= 73,3 рад с , максималь-

ным моментом Мп = 58 кгс • м, .моментом инерции ротора /р =
= 0,0547 кгс • м • с2. Номинальный момент на валу двигателя
Д[ = 975— = 975	= 25 кгс • м. Отношение максимального мо-

‘	л	/00

мента к поминальному 4тах =	“ 2,32.

Передаточное число редуктора

л /00 р-л лл
п	— 50,98,

Р-Р пб 13/73	’ ’

где ле—частота вращения барабана,

18	’Г о >79	—т

Пб = лД(5 “ 3,14  0,4175 ~ 13,73 МИН '

Редуктор механизма подъема выбираем исходя из расчетном мощ-
ности (155), частоты вращения двигателя, передаточного числа и ре-
жима работы.

По каталогу (прил. ХЫ,ХЬУ1) [27] выбираем редуктор типа
Ц2-500-50, 94-4М (суммарное межосевое расстояние А = 500 мм,
передаточное число и Р = 50,94, схема сборки 4, вал тихоходный с
концом под зубчатую муфту).

Предельная консольная нагрузка на конце тихоходного вала
редуктора Ц2-500 при среднем режиме работы принимается 4000
кгс (прил. ХЁУ1). Действующая нагрузка от осн барабана на ковен
тихоходного вала редуктора составляет 3536 кгс (рис. 28), которая
меньше предельной.

Допустимая величина предельного момента, передаваемого ре-
дуктором,

-М„г.д = ф = ф • 975“? = 1,6 • 975-^= 77,1 кгс • м,
"	/цу

Л
где 34.6 кВт—табличное значение мощности при среднем
режиме и п = 700 мин-1 (определено для п. = 700 мин-1
 интерполированием);

Л4ред— табличное значение момента выбранного редуктора
127];

4’ — кратность пускового момента, принимаемая в зависи-
мости от режима работы (табл. 14):

Таблица 14

Значения кратнэеги пускового момента ф

Режим работы	Л	С	т	ВТ	Н
	1,25	1,6	2.0	2,5	3,2

Средний момент электродвигателя в период пуска

’ мп.ср = л<—I

= 42,75 кгс • м.	(156)

Для выбранного двигателя кратность максимального пускового
Л) тэ

момента фГПак = —т,- — = 2,32; фт(11 — кратность минимального пус-
3 я

КОВОГО момента, фтт=1,1 -< 1*4.

Поскольку Л!п. ср = 42,75 < Л4пред = 77,1, то редуктор удов-
летворяет условиям перегрузки двигателя в период пуска.

Если передаточное число выбранного редуктора отличается от
расчетного передаточного числа, то находят фактическую скорость
лОбнб	п

подъема груза по формуле	— м/с, где = — — фактичсс-

О(Ш	Ир

кая частота вращения барабана, мин-1.

В нашем случае	15 м/с.

Статический момент на валу двигателя при подъеме грузов,
различных по весу, определяют по формуле

Мп =

(157)

2“р% 1

где 5ц — усилие в навиваемом на барабан канате при подъеме
груза, кгс;

а — число ветвей, навиваемых на барабан;

1]м — к. п. д. механизма подъема, принимаемый в зависимости
от поднимаемого груза по экспериментальному графику
(рис. 36).
При подъеме номинального гру-
за определяем статический момент
на валу двигателя

МП1

3170 • 2- 0,4175
“ 2 • 50,94 • 0,85

= 30,57 кгС'М.

Усилие в канате, свиваемом с ба-
рабана, при отекании груза

с — 9. -_______— ««—1

Осп! — 2 1 _ Чб

0	№ цв &8 0/0.

Рис. 36. К- п. д. механизмов крэнз
г]м в зависимости от их загрузки;

— к, п. Д- механизмов. при но-
минальной загрузке

12 500

2 х

X ,'^^-0,97 = 3077 кгс. (158)

Статический момент на валу дви-
гателя при опускании номиналь-
ного груза

Л, 5ол1«°бЧм 3077 • 2  0,4175  0,85	9,ло„г„	„

Л’оп1  ---2^— =------------2'50,94------“ 21,43 кгс • м. (159)

Время, с, пуска привода при подъеме и опускании груза

П Чъер^т

(160)

где /пр—момент инерции движущихся масс, приведенный к валу
двигателя, при подъеме или опускании груза;

<о — угловая скорость двигателя;

МСт — статический момент на валу двигателя при подъеме илц
опускании груза; Л4С1=Л4П или Л1СТ = ,И„П.

Знак «минус» соответствует пуску при подъеме груза, знак
«плюс» — при опускании. Момент инерции, кгс • м • с2, движущихся
масс механизма, приведенный к валу двигателя, при подъеме груза

	V*  /пр. п — б (/р -|- /м) /И Та— ,	(Ю1)  •м
пли	/пр. л = 6/р. м -р Ш —»— ,	(162)  "мПм
где	/₽. м = /р4“/ц;

/р — момент инерции ротора двигателя.

/р = 0,0547 кгс • м  с2;

/м— момент инерции зубчатой муфты с тормозным шкивом (прил.
ХЬУП), выбранной предварительно по Л4Пр«д,

/м = 0,0471 кгс • м • с2;

ТО
& — коэффициент; учитывающий моменты инерции масс деталей,
вращающихся медленнее, чем вал двигателя, принимают 6=
— 1,05... 1,25; в нашем случае й — 1,2;

т — масса поднимаемого груза;

ту = 1274 кгс • с'-/м, т2 = 637 кгс . с3/м, т9 319 кгс » с8/м;
им— общее передаточное число механизма.

и» = и?и — 50,94 - 2 = 101,88;

1]м — К- п. д. механизма (рис. 36);

7?б «• 0,2087 м~ радиус барабана по центру наматываемого каната.
При подъеме номинального груза

г 1 П Л .АО 1 1274 0,2087? л 1ОО Л л2

/п₽1 = 1,2-0,102 + |0176-дГ--0-;§5 = 0,128 кгс  м • с».

Время пуска при подъеме и опускании груза ф соответственно
равно:

611

/оп!

Лтр.п!® = 0,128-73,3

Х.СР-	42,75 — 30,57

_ 0,128  73,3

сР + Чи»1	42,75 + 21,43

= 0,77 с;

= 0,146 с.

Усилия в канате, статические моменты на валу двигателя, мо-
менты инерции движущихся масс механизма, приведенные к валу
двигателя, время пуска при подъеме и опускании 0,5р и 0,250
приведены в табл. 15.

Таблица 15

Результаты расчета механизма подъема

Показатели расчета	Груз		
	С?	0,50<?	0,2
Грузоподъемность, кгс	12500	6250	3125
Усилие в канате, навиваемом на ба- рабан, при подъеме груза $ кгс	3170	1585	793
К. п. д. механизма подъема (рис. 36)	0,85	0,8	0,67
-Усилие в канате, свиваемом с бара- бана, при опускании груза 5ОП, кгс	3077	1539	769
Статический' момент, кгс • м, при подъеме груза Мп	30,57	16,24	9,70
опускании груза Л1оп	21,43	10,09	4,22
Приведенный момент инерции при подъеме и опускании груза 7пр кгс * м • с-	0,128	0,126	0,124
Время пуска, с, при подъеме груза	0,77	0.348	0,275
опускании груза	0,146	ОД 75	0,194
Ускорение, м/с2, при пуске поднимаемого груза	ОД 95	0,431	0.545
опускаемого груза	1,03	0,867	0,773
' Ускорение при пуске поднимаемого номинального груза

'	Ох А

аЯ1 =	= 0,195 м/с8.

Такое ускорение удовлетворяет рекомендациям для кранов об-
щего назначения (табл, 16),

Таблица 16

Ориентировочные значения ускорений в механизмах подъема

Крамы	\	Рекомендуемое уско- рение. м/с*.
Монтажные  Для подъема жидкого и раскаленного металла  Для машиностроительных заводов  Краны грейферные  Для перегрузки массовых насыпных грузов		0,1  ОД ... 0,2  0,2	  03  0,6 ... 0,8

Среднеквадратичный момент, эквивалентный по нагреву дейст-
вительному переменному моменту, возникающему от заданной
загрузки электродвигателя механизма подъема в течение цикла,
в общем случае определяют по формуле

М — 1 / ^(1> ср
2 э У

где — общее время установившегося движения, с;

2/п — суммарное время пуска в течение одного цикла, с;

У /о — общее время пауз, с;

Р — коэффициент, учитывающий ухудшение условий охлаж-
дения при пуске и торможении,

Р-ЦЬ,;

(^ — коэффициент, учитывающий ухудшение условий охлаж-
дения во время пауз; принимают 0О = 0,25 ... 0,35 для
открытых и защищенных двигателей с вентилятором на
валу; р0 = 0,3 ... 0,55—для закрытых двигателей
с ребрами и внешним обдувом; р0 =0,7 ... 0,98— для
закрытых двигателей. Для выбранного двигателя рв =
= 0,7, тогда р = 1	= 0,85.

Для проверки электродвигателя-на нагрев, исходя из технологи-
четких требований, строят график загрузки его в течение цикла ра-
боты (рис. 18). Статические моменты, развиваемые электродвигате-

ль
лем в течение цикла загрузки, определяют при подъемен опуска-
нии грузов, среднее значение которых в зависимости от режима ра-
боты приближенно можно принимать:

Режим	Нагрузка

работы

Л	(}	0,25<Э	(?	ОДО

С	(]	(}	0,25(2

Г	о	0,75(2	О	°>ЗД

При таких поднимаемых грузах средний коэффициент исполь-
зования крана по грузоподъемности приблизительно соответствует
коэффициенту использования электрооборудования по грузоподъем-
ности для легкого, среднего и тяжелого режимов соответственно для
ПВ = 15, 25 и 40% (табл, 2),

Для мостового крана, работающего в сборочном цехе машино-
строительного завода, среднюю высоту подъема груза примем/7С“
= 1,5 м (табл* 17),

Время установившегося движения

/у —	— г» т г ‘— Ю С.

У %	°.’5 г 

И

Суммарное время за цикл работы:
установившегося движения

= 8/у = 8  10 = 80 с;

неустановившегсся движения

2 /п = 0,77 • 2 + 0,146 • 2 + 0,348 4-0,175 + 0,275 +
+ 0,194 = 2,82 с.

Рабочее время

= 2 + Е = 80 + 2,82 = 82,82 с.

Время пауз за цикл работы при ПВ = 2ъ%

_ 1_^00%~ПВ%) _ 82,82 (100 - 25) _ „	-

11В%	~	25	“ 2Ч0,Я0 с*

Время цикла

<»в<р4ф» = 82«82 + 248>46 331 с.

Число включений в час

„  3600 о сп

Пъ	381 ‘ 8	87'

Для среднего режима работы число включений в час находится
в пределах 60... 120.

Для крановых электродвигателей, мощность которых задана с
учетом их работы в повторно-кратковременном режиме (с учетом
Значения средних рабочих путей, м

Краны	Механизм					Рабочий путь механизма поворота, *
	подъема			передни же- нил крана	передан жен ня тележки	
Мо шпажные						
Машинного отделения (для ремонта и уста- новки оборудования)		1 ... 1,5		5 ... 6(8) '	> 5 ... 6	<1
сборочные на заводах машиностроения и судо- строения		1,5 ... 2		5 ... 6(8)	5 ... 6	90
Транспортирующие					-	
для транспортирования готовой продукции (краны складские, крю- ковые, магнитные и т. д.)	В	И  2 * среднем	6	4 к’	$А  4 А	90
шихтовых дворов (маг- нитные и грейферные)	В	4н'  среднем	9	--- Ь  2 »<+  в среднем 20		
работающие с подвиж- ным составом (грейфер- ные и магнитные)	В	И  2 среднем	6	2 Ьк’ в среднем 20	4а	90	\
работающие по загруз- ке и разгрузке судов		з „ 4Н		в среднем 20	4а	90
ТТадол сг и чсс кие						
литейные и разливоч- ные		2 ... 3		5 ... 8	4 А	—
ковочные		2 ... 3		10	4 А	—
мнксерпые		15		10	4'-	—
клещевые (колодцевые)		5 ... 6		20	4^	90
строительные		т"		15	Н	90
влияния пауз), в формуле (163) время пауз принимается равным
нулю, т, е.

Эквивалентный момент

”42,75» (2 • 0,77 442  0,146 4- 0,348 + 0,175 4- 0,276 + 0,194) 4-
+ 10 (2 30,57» + 16,24» 4- 9,7» 4- 2 21,43» 4- 10,09» 4- 4,22»)

0,85 (2 0,77 + 2 0,146 4- 0,348 + 0,175 4- 0,2754-0,194) 4- 10 8

= 21,4 КГС • М.

Эквивалентная мощность по нагреву

М/»	21,4 - 700 ,го,п„

Лэ — 975 “	975	"15,3 кВт.

Следовательно, выбранный двигатель удовлетворяет условию
нагрева (#8^М,).

Если рассчитываемый кран будет эксплуатироваться с другими
грузами и в других условиях, то для определения среднего рабочего
пути приближенно можно пользоваться данными табл. 17, не-
обходимыми для последующей проверки электродвигателя на
нагрев. Например, для высоты подъема груза 0,5/7 = 0,5  12,5 =>
= 6,25 м эквивалентная мощность по нагреву при ПВ = 25% со-
ставляет 14,4 кВт [16].

5. Расчет тормоза. Тормоз устанавливаем на быстроходном валу
редуктора. Расчетный тормозной момент

Л4Т = А-г-Мст. т = 1,75 • 21,74 = 38,05 кгс • м,

где Лт — коэффициент запаса торможения, по Правилам Госгор-
технадзора для среднего режима = 1,75 (табл. 18);

Габлйца 18

Значение коэффициентов Лт

Тип механизма	режим работы	
С ручным приводом С машинным приводом	л с  Т ВТ	1,5  1,5  1,75  2,0  2.5

Л4ет. 7 — статический момент на валу двигателя при торможении,
Л,.,.. = ^ = ^Х58°'8-2‘74кГе.м.	(.64)
По таблице (прил. Ь1) вы-
бираем двухколодочный тор-
моз типа ТКТ-ЗООс наиболь-
шим тормозным моментом
Л1Т = 50 кгс  м, отрегулиро-
ванный на расчетный тормоз-
ной момент.

Время торможения меха-
низма подъема

= <‘65>

где /(Ч>, т — момент инерции
движущихся масс
механизма, приве-
денный к

Рис. 37. Схема колодочного тормоза с
коро гк о ход ов ым эл ек тр ома г нитом

валу тормоза при торможении,

/„₽. Т = 6/р. и + ~ 1|и = 1.2.0.102 +
«м

== 0,127 кгс • м • с».

1274 0,2087* 0,85 _

101,88?

(166)

Знак плюс вформуле (165)соответствует торможению при подъ-
еме груза, минус — при опускании.

Время торможения:

при подъеме груза

,	_ 7пр.т® 0,127. 73,3 П1ГС^.	/1К7»

т-п Мт 4- Мст , “ 38,05 ф 21,74 “	1)6 С’	&7^

при опускании груза

1	А|Р.т“ 0,127 - 73,3	п-_.	.,го.

ол	Л4Т — Мст т ~ 38,05 — 21,74	0,1)71 С>

Двухколодочный тормоз с короткоходовым электромагнитом по-
казан па рис. 37* В зависимости от тормозного момента применяют
ориентировочно следующие диаметры тормозных шкивов:

Диаметр тормозного шкива,	100	200	300	400	500	600

Мм

Тормозной момент, кгс • м 2	7*.,16	25.,.50	ПО	200	400

Выбираем диаметр шкива й = 300 мм.

Тормозной шкив изготовляют из стального литья марки 45 Л,
тормозные колодки футерованы фрикционной лентой типа Б (ГОСТ
1198—69). Допускаемое давление и коэффициент трения между
ними выбираем по табл. 19.
Коэффициент трения / и допускаемое давление [р]

Материал трущихся поверхностей	Г		!₽} кгс/см’ для тормозов	
	без смазки	в масляной ванне	стопор- ных	спускных
Лента тормозная асбестовая тканная (ГОСТ 1198—69) по металлу:  типа А  типа Б  Лента вальцованная (ТУ 3027— 75) по металлу  Примечание. Толщин? 20 мм; ширина изменяется в 130 ... 250 мм через каждые 11	0.35 ... 0,40  0,30 ... 0,35  0,42 ... 0,48  1 тормозной пределах 20  0 мм.	0,10	0,12  0,09 ... 0,12  0,12 ... 0,16  ленты типа ... 130 мм че	6  6  6  Б: 4, 6, 8 рез каждь	3 3  3  , Ю, *2, ге 5 мм и

Наименьший диаметр, см, тормозного шкива можно определить
по формуле

0 = |'5Ий7’	'	<|69)

где [р] —допускаемое давление между колодкой и шкивом, кгс/см2.
При определении диаметра тормозного шкива по формуле (169)
давление колодкина шкив желательно принимать на 30 ... 50%
ниже допускаемого.

Сила трения между колодкой и шкивом

г	3505	. П7

тр - р ~ 20 ---- КГС-

Сила нажатия колодки на шкив

А 197

дг =	= 385 кгс.

Радиальные зазоры между колодкой и шкивом не должны пре-
вышать Значений Етах-

Диаметр шкива, мм 100	120; 160 200; 250 300; 350 400; 500 600; 800

Зазор между колодкой

и шкивом, ета3!, мы 0,8	1,0	1,3	1,5	2	2

Работа растормаживания при отходе колодок

л 2№	2 * 385 * 0,1 О1

= — = —81 кгс •см’ (,7°)

где г) — 0,9 ... 0,95 — к. п. д. рычажной системы.

и»
По таблице (прил. ЫН) выбираем электромагнит типа МО-ЗООБ
с рабочим моментом электромагнита М3= 1000 кгс  см.

Работа растормаживания (при ПВ = 40%) А = 96 кгс • см, плечо
штока /3 == 46 мм, перемещение штока Лш = 4,4 мм, момент от веса
якоря Мя = 92 кгс • см, угол поворота а — 5,5°.

Усилие, приложенное к штоку, при растормаживании

Рщ = Т = ТГ = 217 кгс-

Передаточное число тормозной рычажной системы

К 385	, __

Ит ~ рш — 217 ~ 1’77,

После конструктивной проработки принимаем длину меньшего
плеча = 200 мм Длина большего плеча — 1г < ит = 200 • 1,77=
— 354 мм.

Конструктивно принимаем /2 = 400 мм.

Максимально возможный отход колодок

4,4	. .

2^2“ 1,1

/,	400	,	,

где ит. ф — р =	— 2 — фактическое передаточное число.

Высота тормозной колодки

Як = (0,5 .. , 0,8) О = (0,5 . . . 0,8) 300 = 150 ... 240 мм.

Принимаем Як = 200 мм, что соответствует углу обхвата шкив^
колодкой (3 — 83^36х.

Ширина колодки, при условии, что ее давление на шкив рав-
номерно распределено по поверхности,
о Лг 385 С
Вк ~ рН~к ~ 3^20 ~ 6,42СМ‘

Принимаем Вк = 100 мм.

Расчетное усилие основной пружины

Р? =	+ Р* + Ря = 217 + 6 + 20 = 243 кгс, (171)

где Р3 — усилие вспомогательной пружины, принимают Р„
= 2 ... 6 кгс;

Ря —усилие, необходимое для преодоления момента от веса
якоря,

г	92

Ря~ -г = Гл = 20 кгс.

/»	4,Ь

Пружину Принимаем из стали 60С2А, ов= 160 кгс/мм8, предел
текучести при кручении тт = 100 кгс мм2.
Расчет пружины производим по предельному усилию при пол-
ностью сжатой пружине:

Ррр = Ррк3 = 243 • 1,4 = 340 кгс,

где Аэ—коэффициент запаса, учитывающий необходимость изме-
нения усилия пружины при регулировке тормоза; кл =
= 1,3 ... 1,6.

Диаметр проволоки пружины из условий деформации при кру-
чении

(I = 1,6	= 1,6 У	= о,79 см, (172)

где к — коэффициент кривизны (табл, 20), для принятого значе-
ния Л = 6 имеем к~ 1,14;

Таблице 20

Коэффициенты Л и к для расчета пружин

Диаметр проволоки. Мм		4*-4
0,2	...	0,4  0,45	...	1,0  1,1	...	2,5  2,8	... 6  7	... 14	16 ... 8  12 ... 6  10 ... 5  10 ... 4  8 ... 4	1,05 ... 1,1  1,07 ... 1,15  1,085 ... 1,19  1,085 ... 1,25  1,11 ... 1,25
Примечание. Наибольшая свободная длина пружины Лсв = 5=й1Оср; при отсутствии направляющих А^^2,5; при наличии направ- ляющих	При	п > 5Рср пружину целесообразно составлять из  отдельных секций длиной ^се. п<^ЗРср,		

X = ~ — отношение среднего диаметра пружины к диаметру про-
волоки; предварительно принимаем Л — 6,
Допускаемое напряжение при предельном усилии

[т] = (0,7 .., 0,9) тт = 0,9 - 10 550 = 9495 кгс/см2.

По табл. 21 (ГОСТ 9389—75) выбираем пружину диаметром
прутка = 8 мм.

Средний диаметр пружины

Рср = (IX = 8 * 6 " 48 мм.

В короткоходовых тормозах рабочая длина пружины
Лр ~ (0,3 . .. 0,5) Р = (0,3 , .. 0,5) 300 = 90 ... 150 мм.

Принимаем 1р = 120 мм.
Характеристика углеродистой пружинной проволоки
(ГОСТ 9339—75)

Диаметр про- волоки а, мм	Пружина холодпоП л дои вин			Диаметр ПРО-  ВОЛОКИ мм	Пружина колодноП навивки		
	1 класса	| П класса	Ш класса		1 класса	| 11 класса	| III класса
	ав кгс/мма				ав кге/мм*		
0,5  1,0  1,5  2,0  2,5  3,0	265... 305  250 ... 285  220... 250  200... 230  180... 205  170 ... 195	220... 265  205... 250  185... 220  180... 210  165... 195  165 ... 195	170... 220  165 ... 210  145... 185  140... 180  130... 165  130... 165	3,5 410  5,0  6,0  7,0  8,0	165... 190  160... 185  150 „Л175  145 ... 170	155... 180  150... 175  140 ... 165  135... 160  125... 145  125... 145	120... 155  115... 150 ПО... 140  105 ... 135  100... 125  100... 125

Примечания: 1. Для ответственных пружин применяют прово-
локу I класса, для неответственных пружин—II и Ш.

2. Пружины из легированной стали 60С2А, 65С2ВА и 50ХФА (ГОСТ
14963—69) горячей и холодной навивки изготавливают из проволоки
Диаметром 0,5; 1; 1,6; 2; 2,5; 3; 3,5; 4; 4,5; 5; 6; 7; 8; 9; 10; 11; 12;
13; 14 мм (с временным сопротивлением проволоки для холодной навивки
ле более 105,5 кгс/мма).

Наименьший зазор между витками в рабочем состоянии
б> (0,1 . .. 0.25)4 = (0,1 ... 0,25)8 = 0,8 ... 2 мм.

Принимаем 6 = 2 мм.

Шаг рабочих витков пружины I = (1 -р б = 8 4- 2= 10 мм.

Число рабочих витков гр =

=	120 _ 19

I ~ "10 ~

Длина
пружины
= 96 мм.

Из рис.

полностью сжатой
^-пр =	= 12 * 8 =

38 можно записать

А7.-(1р-6пр)

пр

откуда

ДА - Ь ~Г"р

Пр

ДТ

120 — 96
.	243 “

1	340

= 84 мм.

Длина пружины в свободном
состоянии

*-<* = 1пР + ДГ = 96 + 84 =
= 180 мм.

Рис. 38. Схема к расчету пружины ко-
роткоходового тормоза

Я»
Шаг витков ненагруженной пружины

, ^СО 180 1Е
= т; = '12 = 15 мм-

который обычно -принимают в пределах (0,5 ;.. 0,30) Рср. С каж^
дой стороны1 пружины оставляем по 0,75 витка поджатыми, тогда
полная длина пружины в свободном состоянии

Л'в: П = Д» 4- 1,54 = 180 + 1,5 - 8 = 192 мм.

Так как шток тормоза является направляющей для пружины,
то для обеспечения ее устойчивости должно соблюдаться условие
(табл- 20)

п__ 192__ д о

Г)ср “ 48 -*<*

Длина пружины при раскрытом тормозе

й =	—йю = 120— 4,4 = 115,6 мм.

Усилие в пружине при 1Р. р = 115,6 мм:

Рр. Р =	243	= 261 кгс- (173)

Наибольшее напряжение в материале пружины

-у= 7113 кгс/см-<
< [т] = 9495 кгс/см2.	(174)

При Рр = 243 кгс наименьшее напряжение т=6620 кгс/см2,

В последнее время в грузоподъемных машинах наибольшее
применение получили колодочные тормоза с электрогидротолка-
телями. По таблице (прил, Ь) выбираем тормоз типа ТКТГ-ЗООм
с наибольшим тормозным моментом /Ит — 80 кгс • м, отрегулиро-
ванный на расчетный тормозной момент.

Усилие замыкающей пружины (рисунок прил, Ь)

^~Ь~О^3	385 ^3-3,5-21

-------	7.5.0.95	=61,3.<ге,	(175)

где /1 = 190 мм; /а — 430 мм; Ь = 30 мм; с = 75 мм; /3 — 210 мм
(прил; Ь); Лг == 385- кгс; ц = 0,95; 0т = 3,5 кгс — вес деталей тол-
кателя, соединенных с рычажной системой тормоза.

Тяговое усилие на штоке электрогидротолкателя при растор-
маживании

р _ рпс±°4 = 61,3 - 7,5 + 3,5 • 21 = 27
т /»Т]	21-0,95	2/ КГС.

Но этому усилию вибираем гндротолкатель типа ТГМ-50
с тяговым' усилием 50 кгс, ходом поршня 50 мм,

уе
Высота тормозной колодки

/Л = (0,5 ... 0,8)0 =
(0,5 . .. 0,8) 300 =
= 150 .,. 240 мм.

Принимаем Нк — 200 мм,
что соответствует углу обхва-
та шкива колодкой р = 83°36\

Ширина тормозной колод-
ки

_ М 385 г

Вл ~1Цр ~ 20 • 3 1 ' 6>42см-

Рис. 39. Схема колодочного тормоза с
эл ек гр о ги д р ото л к а те л ем

Принимаем Вк = 100 мм.

При установке колодоч-
ного тормоза типа ТТ с элек-
трогидротолкателем (рис. 39) принимаем диаметр тормозного шкива
Г> = 250 мм.

Сила трения между колодкой и шкивом

р .	_ 3805

Гтр ~ [) — 25 “

152 кгс.

Сила нажатия колодки на шкив

Я = ^-р = 1^=461 кгс.

Усилие замыкающей пружины

/V {Ь + а а) — б_/3	461	(2,8 + 1,4 • 0,082) — 3,5 • 25

П 	12___________ 4 И

л	сч	8,5’0,95

= 59,9 кгс,

где /х = 170 мм; /2 — 400 мм; Ь — 28 мм; а = 14 мм; с = 85 мм;
/3 = 250 мм; а = 0,082 рад;

6т=3,5кгс— вес деталей толкателя, соединенных с рычажной
системой тормоза.

Тяговое усилие на штоке электрогидротолкателя при растор-
маживании

Рпс + ЧЬ = 59,9 - 8,5 4-3,5 - 25

= 25,1 кгс. (176)

25 - 0,95

/зП

Поэтому усилию выбираем гидротолкатель типа ТЭГ-25 стяго-
вым усилием 25 кгс, ходом поршня 50 мм.

Высота тормозной колодки

/Ук = (0,5 ... 0,8) О = (0,5 ... 0,8)250 = 125 ... 200 мм.
Принимаем 7/к ~ 180 мм. что соответствует углу обхвата шкива
колодкой р — 85° 48',

Ширина тормозной колодки

Принимаем Вк — 100 мм.

Пружину тормоза с гидротолкателем рассчитывают по предель-
ному усилию так, как и пружину короткоходового тормоза.

Рычажную систему проверяют на жесткость. Перемещение
рычажной системы от деформаций рычагов и тяг пе должно быть
больше 0,1 нормального хода электромагнита.

Проверку рычагов, тяг и пальцев на прочность производят по но-
минальной нагрузке, умноженной на коэффициент динамичности
кя (табл. 22),	,

Таблица 22

Знамение коэффициентов к^

Тормоз	*д
С электрагндравлическим толкателем и управляемый	1,25
С кораткоходовым электромагнитом	2,5
С длшшоходовыы электромагнитом	2.0

6.	Выбор муфт. Между двигателем и редуктором устанавливаем
зубчатую муфту с тормозным шкивом Дг = 300 мм (прил, ХЕУП),
имеющую следующую характеристику: наибольший передаваемый
крутящий момент 320 кгс ♦ м, момент инерции Л< “ 0,0471 кгс X
X м • с2.

Крутящий момент, передаваемый муфтой в период пуска двига-
теля, при опускании номинального груза

я <	7р. мш 0,0668 • 73,3	_ г

Мл. о —	о Ё46— = 33,5 кгс * м, (177)

где м— суммарный момент ротора электродвигателя и полу-
муфты, насаженной на вал электродвигателя,

н - </Р + </п. м = 0.0547 + 0,0121 - 0,0668 кгс • м . с\

Момент инерции полумуфты, насаженной на вал электродвигателя,
Л. к — 0,0121 кгс • м - с\

п
' Крутящий момент, передаваемый муфтой в период торможения
двигателя при подъеме номинального груза,

Мт' П " АГ 0,156	= 31,4 КГС - М.

Максимальный крутящий момент при пуске двигателя

Л1„. п = Мп. тах — Мт = 58 — 30,57 = 27,43 кгс  м. (178)

Крутящий момент от сил инерции, передаваемый муфтой,

М„ = Мп. „	= 27,43^ = 12,9б\гс - м, (179)

где —момент инерции машины (за исключением момента инер-
ции ротора н'полумуфты, насаженной на вал двигателя),

^м = /пр — /р. н = 0,127 — 0,0668 = 0,06 кгс - м - с3.

Крутящий момент, передаваемый муфтой, в период пуска

Л1пых = Мп + Ми = 30,57 + 12,96 = 43,53 кгс - м. (180)

Из вычисленных значений моментов выбираем момент Л!тйЯ =
:= 43,53 кгс  м.

Определяем расчетный крутящий момент для муфты

Мрасч = й1Л4тах = 1,3  43,53 = 56,6 кгс * м, (181)

где ку — коэффициент, учитывающий степень ответственности муф-
ты (прил. ЫУ).

Выбранная муфта удовлетворяет условию передачи максимально-
го крутящего момента. При расчете по номинальному моменту рас-
четный момент

Мрасч “	(182)

где к2— коэффициент, ^считывающий условия работы муфты (прил.
ЫУ).

Необходимо, чтобы максимальный кратковременный момент не
превышал двукратного момента, допускаемого муфтой (приведен-
ного по ГОСТ 5006—55).

Расчетные моменты для упругих втулочно-пальцевых муфт:
при расчете по номинальному моменту

при расчете по максимальному моменту

Л4расч 5=5 ^р'^тах-

При более точных расчетах втулочно-пальцевой муфты необхо-
димо учитывать упругость пальцев и резиновых втулок, влияющих
на величину максимального крутящего момента, передаваемого му^ь
той при неустановившихся режимах.

’ЗЗ
Рис. 40. Схемы к расчету динамических на-
грузок :

и — пр инода механизма подъема; б — график изые-

.спин динамических нагрузок

Между барабаном и ре-
дуктором установлена зуб-
чатая муфта, Крутящий
момент, передаваемый муф-
той,

Мб =	==

Пб

3170 - 0,4175
"	0,98	~

= 1350 кгс  м, (183)

где 1]6 — 0,98 — к. п. д. ба-
рабана.

Расчетный момент для
выбора муфты

Л4расч	1350 X

X 1,55- 1,2 = 2510 кгс * ад,
где = 1,55 (увеличен на
20% по сравне-
нию с рекоменда-
циями в прил.
НУ).

По таблице (прил. ЬУ) выбираем стандартную зубчатую муфту
(ГОСТ 5006—55) № 9 с модулем т = 6 мм, числом зубьев г = 46,
шириной зуба Ь = 35 мм, толщиной зуба$х = 8,91 мм, наибольшим
моментом, передаваемым муфтой, равным 3000 кгс - м.

7.	Расчет динамических нагрузок в механизме подъема с учетом
упругости звеньев. Рассмотрим наиболее простой случай двухмассо-

вой системы механизма подъема крана и определим динамические

нагрузки в упругих звеньях пр и неустановившихся режимах ра-
боты привода. Металлоконструкцию моста считаем абсолютно
жесткой,

Механизм подъема (рис. 40) приводим к эквивалентной расчет-
ной схеме (рис. 3) с поступательно движущимися массами т1 и ш2,
соединенными упругими звеньями жесткостью С.

Вследствие большой жесткости деталей привода по сравнению с
жесткостью канатного полиспаста считаем тг массой всех вращаю-
щихся деталей механизма; т* — массой груза. Жесткость между
массами определяется жесткостью канатного полиспаста С = Сп,

Приведенная к грузу масса вращающихся деталей механизма»

$ (7Р 4 7м>«м1к	1,2 (0,0547 + 0,0471> • 10Ц88* • 0,85

Я» —	0,2087*	“

— 24 740 кгс - с2/м.

(184)
Хесткссть канатного полиспаста

с„ -	1Г|',:^;'4"3-4 = 4070 кгс/см,

гдс / = 1350 см, Рк = 1,1458 см2.

В зависимости от режима работы механизма подъема могут быть
различные случаи динамического нагружения.

Вначале рассмотрим наиболее простой случай, когда при пус-
ке двигателя груз с опоры без слабины каната начинает поднимать-
ся. К массе тг приложена движущая силаР, приведенная к грузу,
которую можно определить через пусковой момент двигателя:

р Мп.	58 . 101,88  0,85 _ 9 070

“	0,2087	~

При действии сил на упругую систему массы приходят в коле-
бательное движение с собственной круговой частотой

_ 1/С („, + »,) = 1/4070 ,жл+12.7, _ ,
г г т^п2 г 247,4 • 12,7

Период собственных колебаний

г'?-тг-ад|с-

Динамические усилия в упругих связях при пуске привода из-
меняются по гармоническому закону (рис. 40, б)

, _ т^Р -I- /»!<? ,.	12,7 - 24 070 + 247,4-12 500

д т,+т2 е С05Р+	12,7 + 247,4

X (1 —соз 18,4/), или Рд = 13 065(1 —соз 18,4/).

X

Максимальное значение динамических усилий в упругих связях
(при созр/ —, —1) по формуле (36)

Рд.тах ~ С + 2(Р — (2)= 12500 + 2(24 070 —

“ 12 50°> 12,7 + 247,4 = 13 630 КГС-

Коэффициент динамичности при пуске привода

Динамические нагрузки при торможении привода. Усилие
торможения, приведенное к грузу,

п _мт“»	38,05 -101.88 О1ППЛ

1 Яо‘1м 0,2087  0,85 ~21 000 КГС‘	<
8

Формулы для определения податливости-элементов привода

Таблица 23

Обозначе-
ние упру-
гого эле-
мента

Наименование упругого
элемента

Эскиз

1 Конец в а/га электр одни
гателя

Формулы для определения лодатлыьости	Ч«еловое значение лодатлмвости, 1/кгс ‘ см
. участка круглого вала;  участка вала, ослабленного шпонкой:  * 7  е1 " М ^4 ’  гдеАшЯГП^’ -  4  А — глубина шпоночной канавки, см;  и — коэффициент, вавнеящий от числа н расположения шпонок:  л 0,5 — для одной врезной шпон- ки;  1,0—для двух шпонок, распо- ложенных под углом 90*	2,14 • 10-’  7,1 • 10~8 ,
	
Продолжение табл. 23

Числовое значение ЛОДПТЛИБФСТИ, 1/кгс ’ см	о	о  $	Б  сгз  м	о	г  О	1  Й	I			1 о  СЧ		3,07 • 10'8  0,07  10“8		8-01 • 18*0 «-01 • 816'0				
Формулы для определения податливости	зубьев зубчатых колес: . • ю-«  ^в01  Ю-6  4 “Азллг 		^дног		Ччз ^РЬ				|	"э-ОГ	1 1 с  Кё V  1 1  СЧ  । 5  № 0?	1 1 "				
Эскиз	гг = 10;  г3 = 77;  4 мм;  Ь = 60 мм (ширина колес)		я :г-)	\ф			Зд = 13;  ?4 = 86; т “ 6 мм; Ъ = 150 мм		1	йи	х.  Он	о!	!ф	
													
		'<р ।  - д											
		I I 11											
			х	— -									
										й/			
				—									
Наименование упругого элемента	Зубчатые колеса быстро- ходной ступени	Промежуточный вал ре- дуктора* 							Зубчатые колеса тихо- ходной ступени  ₽		Участок	тихоходного  вала				
е±нак -Э1Ге 0403 -К<1нА они -эыпгееОО		ю							г-				
Максимальные динамические нагрузки в упругой связи

Рл так=<2 + 2(Рт—0н2 = 12500 + 2(21 900— 12500)0,0488 =
13 420 кгс,

где

п, =	= .,,++7 = 0,0488.

+ т2 24 7,4 + 12,7

Коэффициент динам тчпости при торможении привода

/, _ так 13 420	.

Ад 0	“ 12 500	2| '

Динамические нагрузки в механизме подъема могут достигать
значительной величины при подъеме груза с подхватом, т. е. когда
груз поднимается с жесткой опоры при ослабленных канатах и в
кранах с электромагнитами.

Динамические воздействия па механизм тем больше, чем больше
скорость подхвата и жесткость связей:

так —	+<? = 15	12,7 • 4070+ 12 500 — 15 910 кгс,

где + ~ 15 см с — скорость подхвата (принимаем равной скорости
подъема).

Коэффици ент ди н ами ч н ост и

Практический интерес представляет расчет динамических пара'
метров приводных систем, входящих в состав различных механиз-
мов, независимо от их назначения.

В качестве примера произведем расчет угловой жесткости при-
водной линии механизма подъема с цилиндрическим редукто-
ром типа Ц2-500-50, 94-4М (рис. 40, л).

Вычислим податливости всех элементов привода, передающих
крутящий момент, и приведем их к выходному валу редуктора
{табл. 23).

Податливость упругой связи на участке /—II (рис. 40, а):

е/_// = (<?1 + -I- + е2 + е'" + е3 + е3) -2

“р*

Податливость каждой из двух параллельных упругих связей
на участке II — III (рис. 40, а):

” 2 "Ь (₽4 + ^5 +	) “1 *

«Р	“3

"	еа е4 I / * I * Г	1

е11~ш------~3---Н (^ + еь + е5) ,

“р	иъ

где и2 = ~1.

гз
Податливость двух параллельных упругих связей:

= 77^—+ е-Л-,	(186)

ел-ш ен-1П ен-Л1
откуда

_ €Н-ГПеН—П!
и~7,7 еП-Ш + еП-П1

Податливость упругой связи па участке III— IV (рис. 40, а):

€Ш— IV 3=1 ~2 4" ^6 4“ ^7 4- е7*

Суммарная податливость упругих связей привода

е = е1-Н еН—Ш 4-

Угловая жесткость приводной линии

с
е

Аналогичным способом можно определить жесткость, приведен-
ную к валу двигателя.

Связь между линейной Сл и угловой Су жесткостями:

Сл=^,	(187)

где /? — радиус рабочего звена (ходового колеса, барабана).

§ 3. Особенности конструкции

и расчета механизмов подъема с грузовым электромагнитом
п грейфером

Краны с электромагнитом применяются для перегрузки магнит-
ных материалов (слитков, плит, чугунных чушек, стальных листов,
проката, стальной стружки, лома, ящиков со стальными изделиями
и т. п.). Коэффициент использования крана значительно повы-
шается, так как уменьшается время на операции захвата (ручного
подвешивания) и расцепки груза. К недостаткам таких кранов
относят уменьшение полезной грузоподъемности из-за значительного
собственного веса электромагнита и опасность падения груза.

Механизм подъема мостового крана с электромагнитом рассчи-
тывают от действия груза I?, кгс, включающего вес полезного под-
нимаемого груза Си и собственный вес электромагнита С3:

।	С = Сп 4~ $9-
Отечественная промышленность выпускает электромагниты круг-
лой формы типов М21, М22, М41, М42, М61, М62, М62Б и прямо-
угольной — ПМ15, ПМ20, ПМ25.

Грузоподъемные электромагниты должны удовлетворять требо-
ваниям ГОСТ 10 130—74 «Электромагниты постоянного тока грузо-
подъемные».

Собственный вес электромагнитов и их подъемная сила приве
дены втабл. 24 [36]. Для питания электромагнита постоянным током

Таблица 24

Значения собственного веса кгс, и подъемной силы* фп, кгс,
грузи подъем пых магнитов

Электромагнит	сэ	Фи при захвате Сталины болванок и пл нт
М21  М22	575  550	6000
М41  М42	1670  1560	16 000
М61  М62	5500  5200	30 000
М62Б	3500	20 000
ПМ15	1550	10000
ПМ20  ПМ25	3000	18 000
♦ Подъемная сила электромагнита в зависимости от формы захваты- ваемого груза, %: стальные болванки, плиты—100, рельсы и бруски— 50, копровой шар — 40 ... 60, чугунные чушки — 4 ... 6, скрап сталь- ной— 2 ... 7, скрап чугунный — 3, стружка — 1,5 ... 2,5.		

применяют двухжильный кабель с изоляцией в резиновом шланге.
При подъеме (спуске) электромагнита кабель наматывается (сматы-
вается) па барабан, устанавливаемый на крановой тележке (рис. 41).
Привод кабельного барабана осуществляется зубчатой или цепной
передачами от тихоходного вала редуктора механизма подъема (шес-
терня выполняется как одно целое с зубчатой полумуфтой редукто-
ра или насаживается на ось барабана). При работе крана только
с крюковой подвеской возникает необходимость отключения кабель-
ного барабана. С этой целью между подъемным и кабельным бараба-
нами необходимо встраивать подвижную шестерню или муфту
(например, кулачковую).

Скорости движения крюковой подвески и кабеля меньше ско-
рости наматывания каната на барабан, тогда частота вращения,
Рис, 4]. Грузоподъемная тележка мостового крана с электромагнитом:

1 — кабельный барабан; 2 — зубчатая передача; 3—* грузоподъемный барабан; 4 —редуктор;

5 — тормоз; 6 — подъемный электромагнит; 7 — ходовая тележка; Я — крюковая подвеска;

9 — промежуточный вал; 10 — двигатель; // — вертикальный редуктор; /2 — двигатель;
13 — тормоз
мин -1, кабельного барабана и передаточное число передачи между
барабанами будут равны:

«6

где Ок и Об — диаметры кабельного и подъемного барабанов, м;
V — скорость подъема крюковой подвески, м/с,

В некоторых конструкциях кранов вращение барабана для
навивки кабеля осуществляется предварительно заведенной пл о-
свой спиральной пружиной, вмонтированной в барабан. При
спуске электромагнита производится закручивание (завод) пру-
жины от действия веса электромагнита, к которому присоединен
кабель.

Диаметр кабельного барабана принимается несколько меньшим,
чем диаметр подъемного барабана. Поверхность кабельного бараба-
на гладкая. Допускается многослойная навивка кабеля.

Краны с грейфером применяют для перегрузки сыпучих грузов
(угля,песка, глины, клинкера, известняка, торфа, атакжекруглых,
крупнокусковых грузов, стружки и др.). Грейферы — это челюст-
ные захваты, в которых автоматизированы операции зачерпывания
и выгрузки груза. Емкость грейферов от 0,4 до 10 м\

По числу челюстей грейферы бывают двухчелюстные и
много челюстные, по числу канатов — двухканатпые и однока-
натные.

В одноканатном грейфере операция подъема и замыкания челю-
стей осуществляется одним канатом (или отдельным механизмом для
замыкания челюстей). Однокапатный грейфер можно навесить на
любой кран, имеющий канатный механизм подъема. Недостатки од-
ноканатного грейфера: вращение грейфера вокруг оси каната и мень-
шая производительность по сравнению с двухканатным грейфером
той же емкости. Такие грейферы применяют при сравнительно не-
больших объемах перегружаемого насыпного груза.

Наиболее распространены двухканатные грейферы, в которых
операции подъема выполняются одной группой канатов (или кана-
том), а закрывание грейфера — другой группой. Принцип работы
двухканатного грейфера поясняется на рис. 42. При опускании грей-
фера (рис. 42, а) замыкающий канат ослаблен; при зачерпывании
груза (рис. 42, 6) подъемный канат ослаблен, а замыкающий
наматывается на барабан. При подъеме загруженного грейфера
(рис. 42, в) оба каната наматываются на барабаны и приблизитель-
но поровну несут нагрузку; при разгрузке грейфера (рис. 42, г) замы-
кающий канат ослаблен. Двухканатный грейфер может разгружать-
ся на любой высоте.

Для получения больших усилий замыкания челюстей грейфера
между верхней и нижней головками устраивают полиспасты для
Рис. 42. Схема работы двухканатного грейфера;

1 и 2 — барабаны для замыкающего и подъемного Игнатов; и 8, — усилия в замыкающем
и подъемном канатах

выигрыша в силе с кратностью и = 4...8. Максимальное усилие по-
лиспаста, стягивающее головки,

5л«=51мпп.	(188)

где —к, п. д. полиспаста грейфера;

5!	5Г, здесь 5Г —вес грейфера с грузом.

Грейферы изготовляют трех типов: легкого (для материалов
с ур< 1 тс/м3т таких как некрупный и нетвердый уголь, торф,
соль и др.), с кратностью полиспаста и = 4; среднего (для мате-
риалов с -ур — 1 -1 * *' 2,0 тс м\ таких как крупнокусковой уголь,
руда среднего насыпного веса, гравий и др.), с кратностью полис-
паста и = 6; тяжелого (для материалов с уР — 2,1 ... Зтсм3, та-
ких как крупнокусковая руда, твердые породы и др.), с крат-
ностью полиспаста и = 8.

По заданной емкости и нормированным основным размерам
определяют размеры челюстей грейфера.

Собственный вес грейфера (ГОСТ 8572—69) не должен пре-
вышать Сгр^ 0,43(2; Для материалов при ур > 2,8 тс/м3 6гр^0,5ф
((2 — грузоподъемность крана).

Затем производят проверку на прочность узлов и деталей грей-
фера, предварительно определив на основе законов статики уси-
лия в элементах грейфера.

Подъемный и замыкающий канаты рассчитывают по нагрузке,
состоящей из веса грейфера и поднимаемого груза, при условии, что
вся нагрузка воспринимается одним канатом (подъемным или за-
мыкающим). Мощность двигателя, кВт, механизмов подъема и замы-
кания грейфера вычисляют по формуле

^р-(0,5	»	(189)
Рис. 43. Кинематическая схема механизма передвижения тележки
где 60 — вес груженого грейфера, кгс;

V — скорость подъема грейфера (рекомендуется принимать в
пределах 0,67*. Д84 м/с);

т| — к. п* д. механизма подъемного или замыкающего.

§ 4.	Расчет механизма передвижения тележки

1.	Выбор кинематической схемы. Механизм передвижения тележ-
ки предполагается выполнить по кинематической схеме, показанной
на рис. 43. Для передачи крутящего момента от двигателя к при-
водным колесам использован вертикальный редуктор типа В КН*
Вал двигателя соединен с быстроходным валом редуктора втулочно-
пальцевой муфтой, на одной половине которой установлен колодоч-
ный тормоз с электрогндротолкателем.

2.	Расчет сопротивления передвижению тележки. Сопротивле-
ние, кгс, передвижению тележки с номинальным грузом при уста-
новившемся режиме работы определяют по формуле

= (<э + от) ^4^ + №ук + №„,	(190)

1 к

где 0 = 12 500 кгс — номинальный вес поднимаемого груза;

6Т—собственный вес крановой тележки; из графиков (рис. 44),
построенных по характеристикам выпускаемых кранов, прини-
маем С? = 4800 кгс;

— диаметр ходового коле-
са тележки. Для данной гру-
зоподъемности предваритель-
но можно выбрать диаметр ко-
леса, пользуясь рекоменда-
циями табл. 25. Принимаем
двухребордпые колеса с ци-
линдрическим профилем обо-
да, диаметром Ьк = 250 мм
(прил. ЫХ, ЬУ1), шириной
рабочей дорожки 60 мм
(ГОСТ 3569—74);

Рис. 44. Собственный вес тележки в за-
висимости от грузоподъемности крана:
/, 2 и 3 — соответственно для тяжелого, с.ед-
него н легкого режимов работы
Ориентировочные значения диаметров ходовых колес тележек
и мостовых кранов

Грузоподъем- ность кране, тс	Тележка	|	Мост			
	Диаметр, мм			
	колеса	цапфы	колеса	цапфы
5 ... 10  12.5 ... 20  20 ... 50	200—250 250 —320 400— 500	СО ... 70  70 ... 100  90 ... 120	600—800  700—900  700—900	80 ... 100  100 ... 120  120 ... 150

4 = (0,25...0,30)Рк — диаметр цапфы, Н = (0,25...0,30)  250 =
— 62,5.,.75 мм. Примем = 70 мм;

/ = 0,015 — коэффициент трения в подшипниках колес;
подшипники выбираем сферические двухряд-
ные (табл. 26);

Коэффициенты / трения в цапфах колес

Таблица 26

Подшипники	
Скольжения открытого типа Буксы с жидкой смазкой Качения шариковые п роликовые Конические	0.1 0,08 0,015 0,02

|х == 0,03 см — коэффициент трения качения колеса по плос-
кому рельсу (табл. 27). Изготовляем колеса
из стали 65Г (ГОСТ 1050—74), твердость по-
верхности катания НВ 320.,.350;

4’р = 2,5 — коэффициент, учитывающий сопротивление
от трения реборд колес о рельсы и от трения
токосъемников о троллеи (табл. 28);

1Гук — сопротивление, кгс, передвижению от укло-
на пути,

№ук - (0 + Ст)а,	(191)

а — расчетный уклон подкранового пути:

а — 0,001 — для путей, укладываемых па металличе-
ских балках с железобетонным фундамент
том;
Значение ксэффицяента р

Рельс	р., сч. нрн диаметре, мм, ходонсп> колеса				
	200 л зао |	400 н 500 |	<00 н 700 |	Б00	! 9 ЕМ) н 10М
		для стальных колее			
Плоский	0,03 1	1	0,05 1	1	0X6	| 0X6 |	|	0X7
С выпуклой головкой	0,04 |	1 О,сб )	[ 0X8 .	1 ОДО	1 0,12
		ДЛЯ ’	чугунных	колес	
Плоский	0,04	0X6	0,08	0X8	0,09
С выпуклой головкой	0,05	0,07	охо	0,12	0,14

Таблица 28

Значение коэффициента

Обод ходопего колеса	Место установим механизма	!	Привод  механизма	Ар	Примечание
Конический	Крановый мест	Центральный	IX	
Цилиндрический с ребордами		Раздельный или центральный	1,5	
Цилиндрический без реборд			1,1	С боковыми направляющими роликами
Цилиндрический с ребордами	Крановая тележка	Центральный	2,5	С жестким то копр о содом
			2Х	С кабельным токопроводом
Конический одпорсбордный	Подвесной кран (двутав- ровый путь)	Односторон- ний	2,51  2,0 «	1	Опора катка подшипники качения  2	Опора катка подшипники скольжения
		Двусторонний	2,0 1 1,8 Е	

а = 0,002 — для путей, укладываемых на деревянных шпалах
с щебеночным основанием и для подтележечных путей мостового
крана. Прогиб главной балки от веса тележки с номинальным
грузом /с = 2,14 см (с. 142). Примем а == 0,002. Уклон неза-
груженной главной балки принимаем равным нулю;
— сопротивление передвижению от действия ветровой нагрузки,
определяемое по формуле (5).

При расчете мостовых кранов, работающих в закрытых поме-
щениях, принимают №. = 0, Наибольшее сопротивление передви-
жению тележки с номинальным грузом при установившемся
режиме

= (<2 + ст)	А р + а) = (12 500 + 4800) х

X (—5 '	2 • 0,03 2,5 + 0,002) = 320 кгс

\	*-0	/

Статическое сопротивление передвижению тележки при подни-
маемом грузе 0,5 С, 0,25 и при незагруженной тележке приведены
в табл. 32.

3. Расжгп мощности двигателя и выбор редуктора. Двигатель
механизмов передвижения тележек и кранов выбираем по пусковому
моменту. Значение пускового момента должно быть таким, при ко-
тором отсутствует пробуксовка ведущих колес незагруженной те-
лежки (крана) по рельсам, а коэффициент запаса сцепления должен
быть не менее 1,2.

Для предварительного выбора двигателя определяем сопротив-
ление передвижению загруженной тележки в пусковой период

Г0 = 1Гст+(1>1 ... 1,3) ~=

= 320 4- 1,1	0,2= 708 кгс,	(19?)

где а — среднее ускорение тележки (крана) при пуске, м/с8
(табл. 29)-

Таблица 29

Ориентировочные значения ускорений в механизмах передвижения
тележек и кранов

Наименование	а м/с*
Краны и тележки, транспортирующие жидкий и раскаленный металл	0,1
Крапы монтажные и их тележки	0.15
Мостовые крапы и тележки общего назначения при гибкой подвеске груза	0,20
Мостовые краны и тележки при жесткой подвеске груза Козловые краны	0,30  0,1
Грейферные тележки мостовых кранов	0.8
Мощность предварительно выбираемого двигателя

Л/ -	_	708 • °'7	-4 ос .Рт

~ 102пм^ср ~ 102 - 0,85 • 1,7 “ 3,36 кВт’

где 1рср — средняя кратность пускового момента,

.	_ Фетах + ФпНл .

Тер	1

фетах» фтзп— соответственно максимальная и минимальная крат-
ности пускового момента.

Значения кратности пусковых моментов для двигателей, рабо-
тающих в пусковых режимах, принимают; фт]п=1Д .1,4;
Фетах = 1,8 .. . 2,5; фср = 1,5 . *. 2,0, Средние коэффициенты пере-
грузки двигателей при пуске в зависимости от их типа: с неза-
висимым возбуждением фср - 1,7 ... 1,8; со смешанным возбуж-
дением фср = 1,8 *.. 1,9; с последовательным возбуждением
ф^р=1э8 ... 2,0; для асинхронных с фазовым ротором фср =
= 1,5 . .. 1,7.

Расчетная мощность двигателей механизмов передвижения и
поворота, определенная с учетом инерционных нагрузок, должна
удовлетворять условию

^>ЛТСТ,	(193)

КУ

где /Vст “ Тт----Для механизма передвижения*

По каталогу (прил. XXXIV) предварительно принимаем элект-
родвигатель с фазовым ротором типа МТР 012-6 мощностью Л1 =
= 2,7 кВт (при ПВ = 25%), п = 840 мин’1 (« ~ 87,9 рад/с), =
= 0,00293 кгс  м • с2, Мп. та* = 5,7 кгс  м; Л4Я = 3,13 кгс • м;

= 1,82.

Определим средний пусковой момент, кгс - м, двигателя для
разгона незагруженной тележки из условия отсутствия буксова-
ния приводных колес и наличия необходимого запаса сцепления:

Л4п. ср “ Л1СТ. пх Ч—г— 	(194)

*гтх

Чтобы получить численное значение Мп, Ср» следует предвари-
тельно выбрать не только двигатель, но и редуктор механизма пе-
редвижения тележки, затем произвести расчет привода в окончатель-
но выбрать двигатель. Определим частоту вращения колеса:

60 -0,7	г .

Лк лРк 3,14 < 0,25 — 53,5 мип ’
Расчетное передаточное число редуктора
п 840	.с 7

Мр. р-=	15-7-

По каталогу (прил. ЬХП) принимаем редуктор типа ВКН-420-16-1
(с передаточным числом нр ~ 16, схемой сборки 1).

Фактическая частота вращения колеса

/?к. ф = — — $1° = 52,5 мин-1.
4	%	16

Фактическая скорость передвижения тележки с номинальным
грузом

ф ЗД 4.0.25.52,5 п ГО7

ф -----60	=-------об----= °>687 м' с-

Минимальное время пуска двигателя незагруженной тележки

2(1 + !<1. 1
“о?" йр

Яц тах —

где Дп. пт—максимально допустимое ускорение незагруженной
тележки.

Для обеспечения запаса сцеплепия (Асц = 1,2) при пуске неза-
груженной тележки ускорение ее должно быть не более значения,
вычисленного по формуле

[2400/0,2	0,015.7\

[4800 \ 1,2	25 )

_ (2.0.03 + 0,015 • 7) • 2,51 9 8!	0 676 м	(195)

-о 1

где <р — коэффициент сцепления ведущего колеса с рельсом; для
кранов, работающих на открытом воздухе, <р = 0,12; ра-
ботающих в закрытых помещениях — ср = 0,2; работаю-
щих на открытом воздухе и имеющих пескосГруи — <р =
- 0,25;

бсц — сцепной вес тележки; в общем случае с помощью уравне-
ний статики определяем нагрузку на приводные колеса не-

загруженной тележки. Принимаем 6'сц = —- = 2400 кгс,
где пк общее число ходовых колес; лПр—число ведущих
колес.

Статический момент сопротивления передвижению незагружен-
ной тележки, приведенный к валу двигателя,

м- ™°-882 к,с-4’- (196>

где 11м —к. п. д. механизма передаи/кения тележки (рис. 36).
Момент инерции подвижных масс тележки, приведенный к валу
двигателя,

/I?	«\2 <

•^пр. х = $7р, м Ч" (	) кгс ’ М - Са

или

7	_ х /	I _ 1 о Л Л1ЛРО I 489- 0,)25а _

Л1р. х — о-/р. м 4“' 2 ” — 1 ’ 0,01062 + _	. 0т- —

= 0,0554 кгс • м < с2,	(197)

где <1$.ц— момент инерции ротора двигателя и муфт, в том числе
с тормозным шкивом,

Ур. м = 0,00293 + 0,00463 -}- 0,00306 = 0,01062 кгс - м  са.

Масса тележки с крюковой подвеской

4800 .оп й<

” поТ = 4о9 кгс * е?м.

У,с 1

Средний пусковой момент определяем по формуле (194):
.. л осо । 0,0554 * 87,9 с д-
А1п. ср = 0,882 Н-	] д|(.— = 5,6/ кгс • м.

Расчетная мощность

^п. срп
«75^;

5,67  840

975  1.51

= 3,23 кВт,

, Фитах “Ь Фтп1п 1,82+ 1,2	. г.

где фер =------2-----= —Г— = 1 ,о1 •

Для привода механизма передвижения тележки окончательно
принимаем электродвигатель МТГ012-6.

Средний ласковой момент двигателя М ТЕО 12-6.

Мп. сР = Фер/И,, == 1,51 • 3,13 = 4,73 кгс • м.

Фактическое время пуска двигателя нагруженной тележки

.	_ Лр. х« 0,0554  87,9

"к “Л1п.ср-^т.пх' 4,73-0,882

1,27 с.

(198)

Фактический коэффициент запаса сцепления приводных
с рельсами

й ____________________________ =

СЦ	_ /	. А \

колес

ИЛИ

\ *Т]Ь "к '

_________2400 * 0,2____

и+“°(ш??5т-+»'№ -к)

(199)

+ ф, /+ + 2р X >«	[4

^ =
Рис. 45. Графики влияния
пусковых режимов на
эквивалентную мощность:
А — механизмы перед х^иже-
пня мостов кранов, тележек,
магнитных и грейферных кра-
нов; поворота стреловых кра-
юв, 5— механизмы подъема
грейферных и магнитных кра-
н.щ передни же пня тележек
каковых кранов; В —меха-
низмы подъема крюке вых
крлюн

Фактическое ускорение при разгоне
незагруженной тележки

0,68/	н с । г

с7пх = Т27	0,54 М/ ’

Время пуска и ускорение тележки при
различных поднимаемых грузах приведено
в табл. 32.

4.	Проверка двигателя на нагрев по экви-
валентной нагрузке. Эквивалентную мощ-
ность двигателя механизма передви-
жения тележки определим по методе
ВНИИПТмаша.

Мощность, необходимая для перемеще-
ния тележки с номинальным грузом,

=	2.53 кВт.

Среднее время пуска привода тележки
при перемещении грузов ф, 0,5(2,	0,25(2

и незагруженной

/

_ 2 • 6,83 + 3,04 + 2.01 + 1,27 • 4

= 2,97 с.

П —

8

Среднее время рабочей операции передвижения тележки

Л_ = в = 8,73 с.
ф 0,587

где Гр—средний рабочий путь тележки, Др — 6 м (табл. 17).

Отношение среднего времени пуска к среднему времени ра-

бочей операции	= 0,34. По графику (рис. 45, кривая Я)

‘р	В,/о

У9
находим значение коэффициента у =	1 »25, а затем вычис-

ляем Л/э = у/Унг = 1*25 • 2,53 = 3,16 кВт.

Для среднего режима работы эквивалентная мощность двига-
теля

Л^э25 =	= 0,75 * 3,16 - 2,37 кВт,

где К — коэффициент, принимаемый в зависимости от режима ра-
боты (при номинальной мощности двигателя по каталогу
при ПВ — 25% или ПВ = 40%), выбирают по табл. 30.
Ранее выбранный двигатель удовлетворяет условию нагрева.

5.	Расчет тормозного момента и выбор тормоза. При торможении
тележки без груза допустимое максимальное ускорение, при кото-
Значения коэффициентов А' и К'

Режим работы	к-^	Д'/	4*  * “X	
х Л	0,5	0,35	
С	0.75	0,5	
т	1.0	0.75	
ВТ	1.5	1,0	

ром обеспечивается запас сцепления колес с рельсами 1,2» опре-
деляют по формуле

[_ МТ \ СИ к/	к	т 4

[2400 /0,2	0,015 • 7\ , 0,015 • 7 + 2•0,03 1 о Ц1 п Г7С ,„а

= |.48О6’Л2 - -25-)	----К	9’81 = °’676 М'С ' <2°0)

В формуле (200) принято /ер ~ 1, что идет в запас при опре-
делении ат-

Время торможения тележки без груза исходя из максимально
допустимого ускорения

(1_'±* = «®=1,02с.

ат 0,676

Допускаемая величина тормозного пути (табл. 31)

а

^^ = ^=°’314м’ <2Ш>

где от. ф = 41,2 м/мин — скорость передвижения тележки.

Таблица 31

Допускаемые величины тормозного пути $т

	5Т при затормаживаемых ходовых колесах		
Значения коэффициента сцепления	всех:  Ссц _ 6	половине:  ^сц	1  О “ V	четверти: $сц 1 "о"
0.12	V2  6500	3250	п2  1650
0.20	О®	с"	
	11 000	5400	зош
0,25	в*	п*	У*
	14 000	7200	3700
Примечания: 1. Скорость передвижения г, м/мин.  2. С — вес тележки или крана.			
Минимально допустимое время торможения

2 < 0,314

0,687

= 0,914 с.

Время торможения тележки в общем виде находят по формуле

у _	'пр. тсо

т" мС1 -Г+Ч

(202)

откуда тормозной момент

А1р. т°

1г

Л1

Ят. т,

(203)

где Л1СТ. т — статический момент сопротивления передвижению те-
лежки при торможении, приведенный к валу двигате-
ля, кгс - м.

Статический момент сопротивления передвижению незагружен-
ной тележки при торможении, приведенный к валу двигателя,

Л^СТ. IX

ЦУсА>  22 ; 0Д25; 0,7

№ ст. тх

«V	*6

/4+»_а^ = 48()0

= 0,12 кгс • м; (204)

0,015 >74-2 • 0,03

25

— 0,002^ = 22 кгс;

г	__ С I	,

Нр. ТХ — р. Ы 4	2

(205)

1 о л л.лсл । 489 • 0.1252 • 0,7 плюс	2

)ф. тх = 1 >2 • 0,01062 -|-------------- = 0,0336 кгс • м • с2;

..	0,0336 - 87,9	п 1 о о -7С	„

Мт = -—д  2 -------0,12 — 2,78 кгс«м.

Тормозной момент может быть определен по формуле

, ,	/ т_7?„	^ст Л

Л4Т = I —^У1М +	а.----->]м,

"р 1 ^т.ф Г “р

ф 0,667 Л . 2
где	ат =	~ = 0,67 м/с2.

(206)

Принимаем колодочный тормоз с гидротолкателем типа ТТ-160
с наибольшим тормозным моментом 10кгс*м, диаметром тормозного
шкива 160 мм, шириной колодки 75 мм; тип гидротолкателя ТЭГ-
16 с тяговым усилием 16 кгс. Тормоз отрегулируем на необходимый
тормозной момент. Далее определим 1ГСТ.т, Л4СТ,т., *7пР.т» Ъ ио,
при торможении тележки с грузом <?, 0,5 С}, 0,25 (}. Результаты рас-
четов сведены в табл. 32,
Результаты расчета механизма передоижения тележки

Показатели расчета	Поднимаемый груз			11сзяг ру- женпал тележка
	0	0,5$	0,259	
Грузоподъемность, кгс	12 500	6250	3125	0
Сопротивление передви- жению тележки при ус- тановившемся режиме №ст, кгс	320	204	147	79
Статический момент со- противления при пере- движении тележки, при- вел епнып к валу дви- гателя, Л1ст п, кгс • м	2,94	1,94	1Д5	0,882
Момент инерции, при- веденный к валу дви- гателя, при пуске, кгс - М \ с$	0,139	0.0965	0,0751	0,0554
Время пуска	с	6.83	3,04	2,01	1,27
Ускорение тележки при пуске а^, м/с2	0,10	0.23	0,34	0,54
Статический момент при торможении, приведен- ный к валу двигателя, кгс • м	0,53	0,33	0,22	0,12
Сопротивление передви- жению тележки при  ТОрМОЖСЕ1ИИ, КГС	80	51	хЗб	22
Момент инерции, при- веденный к валу двига- теля при торможении, кгс  м • сЁ	0,104	0,0691	0,0517	0,0336
Время торможения те- лежки /т, с	2,76	1,95	Ь51	1,02
Ускорение тележки при торможении, м/с3	0,25	0,35	0.45	0,67
Тормозной путь'йт, м	0,95	0,67	0,52	0,314

6.	Расчет ходовых колес. Нагрузка на одно ведущее колесо при
условии их одинакового нагружения

р °ец + 9Сц 2400 + 6250	_„О(.

г* =-----------— -----*2-----4325 кгс,	(207)

где <2си = 6250 кгс — сила давления на ведущие колеса от подни-
маемого груза (принимают, что сила давления на веду-
щие колеса должна быть равна или больше силы давле-
ния на неприводпые колеса).
Расчетная нагрузка на колесо

Рр = к1Урк = 1,2 • 0,8 • 4325 = 4150 кгс, (208)

где у—коэффициент, учитывающий переменность нагрузки,

? =

1

12 500'?

4800 I

Таблица 33

Значения коэффициента Т

Оф	7
0,05  0,30  0,40  0,50  1,00 и более	0,98 0,90 0,Я8 0,36 0,80

Значение местных напряжении

- ОД (209)

(} — вес поднимаемого груза;

Со — собственный вес крана с те-
лежкой или одной тележ-
ки с учетом веса грузоза-
хватных устройств* Коэф-
фициент у можно опреде-
лять по табл, 33;

— коэффициент, учитываю-
щий режим работы меха-
низма; для среднего режи-
ма “ 1,2 (табл* 34).

1тия при линейном контакте

- = <М18	0.418	=

= 5200 кгс/см* < [о]см = 8500 кгс | см2,

(2Ю)

где Ь — рабочая ширина рельса; для принятого квадратного рель-
са 50 X 50

Ь — В — 2г1 = 50 — 2 • 2,5 = 45 мм;

гт — радиус закругления ребра рельса;

Рк = 12,5 см — радиус колеса.

Таблица 34

Коэффициенты режимов работы к1

Группа кранов и режим работы	
Краны с ручным приводом  » с машинным приводом:	1,0
легкий (Л)	1Л
средний (С)	1,2
тяжелый (?)  весьма тяжелый (ВТ), например металлургические	1.4
технологические краны	1,6
Для чугунного колеса (модуль упругости Е2) и стального рельса
(модуль упругости Ед приведенный модуль упругости находят по
формуле

=	(211)

Приведенный модуль упругости для стального колеса и стального
рельса Епр = 2,1 • ГО6 кгс/см-.

Для колеса, изготовленного из стали 65Г с твердостью поверх-
ности катания /7В320...350, Ысм = 8500 кгс/см2 (прил. ЬХХ1).

Величина местных напряжений смятия при точечном контакте
(в случае применения рельса со скругленной головкой)

3 /'рг^~

оси = т1/ -4г^<[аи	(212)

где /?ГП1к — наибольший из двух радиусов /?1 или /?к контакти-
рующих поверхностей, см;

— радиус закругления головки рельса, см;

т — коэффициент, зависящий от отношения наименьшего
радиуса к наибольшему из двух радиусов соприкаса-
ющихся поверхностей ^от отношения при /?к<
или отношения к1 при Кк >7?Л, принимается по

Ак	/

табл. 35.

Значения коэффициента т

Таблица 35

Я,  *К	т	К, /йк\ «к И.)	т	«к	т
1.0	0,39	0,6	0,47	0.2	0,72
0.9	0,40	0.5	0,49	0,15	0,80
0,8	0,42	0,4	0,57	0,10	0,97
0.7	0,44	0,3	0.60	0,05	1,28

§ 5. Расчет механизма передвижения крапа

К Выбор кинематической схемы. Механизм передвижения крана
выбираемо раздельными приводами, кинематическая схема которо-
го представлена на рис. 46, б. Электродвигатель, соединенный муф-
той с редуктором, передает движения па ведущие колеса. Вал при-
водного колеса соединен с тихоходным валом редуктора промежу-
точным валом и зубчатыми муфтами. На полумуфте быстроходного
вала редуктора установлен тормоз.
Рис. 46. Кинематическая схема механизма передвижения крапа’
а — с центральным приводом; б — с раздольными приводами

5

Рис. 47. Общий вес крана в зави-
симости от грузоподъемности С и
длины пролета 1;

а — для лег кого; б — для срсД| его; е —»
для тюкслого режимов работы

60

^ 0-5т (&-18М

0-№5 (&-12№

0-20/5 ^-9}5те}
й-ыз (вг-7л6тс)
" ~ (Сг-б.Отс)

40

20
ю

$-15

0-5

$г-5,6гг2

(0г-5,07с/



2.	Расчет сопротивления передвижению крана. По графику (рис.
47) общий вес крана (грузоподъемностью 12,5 тс, пролетом 16,5 м
при ПВ = 25%) приближенно составит Ск ~ 23 000 кгс. Предвари-
тельно принимаем диаметр ходовых колес Ск = 500 мм (прил. ЫХ,
ЕУ1). Колеса стальные (материал — сталь 65Г, твердость поверх-
ности катания НВ 320...350) двухребордные с цилиндрическим обо-
дом, ширина поверхности катания Ь = 100 мм (ГОСТ 3569—74).
Рельс типа КР со скругленной головкой. Диаметр цапфы вала д =
= (0,2...0,25) Ок = (0,2...0,25)500 = 100... 125 мм. Принимаем Л =
— 100 мм (табл. 25). Колеса установлены на роликовых подшипни-
ках,/ = 0,015. Коэффициент^ = 1,5 (табл. 28). Коэффициент тре-
ния качения р. = 0,06 см (табл. 27).
Сопротивление передвижению крана с поминальным грузом

г сТ = (<?+а) *Р + «) =

= (12 500 + 23 000) ^>015- |° + 2-°>06.115 + 0,001) = 323 кгс.

Статическое сопротивление передвижению крапа при поднимае-
мом грузе0,5(2, 0,25(2 и незагруженном крапе приведены в табл. 36,

Таблица 36

Результату расчета механизма передвижения крана
с раздельными приводами

Показатели расчета  К	Механиз- мы псре- движения опор	Поднимаемый груз			Нерагру- жен ный кран
		V	о,53		
Грузоподъемность, кгс  Сопротивление передви- жению крана при уста- новившемся режиме ихст,		2 500	6250	3125	0
кгс	А	91	85	83	80
	в	232	181	155	129
Нагрузки па опоры, кгс	А	9950	9380	9095	8810
Статический момент со- противления при пере- движении крана, приве- денный к валу двигате-	В	25 550	19 870	17 030	14 190
ля, Л1ст, кгс - м	А	—	—	—	1,51
Приведенный	момент  инерции масс к валу дви-	В	4,19	3,34	2,9	2,44
гатели, кгс • м * с?	4	—	—	—	0,288
	В	0,748	0,591	0,519	0,447
Время пуска ^п, с	А	—	—	—	2,04
Ускорение крана при	В	6,59	4,85	4,09	3,39
пуске а, м/с?	А	•	—	—	0,72
	В	0,22	0,3	0,36	0т43

3.	Расчет мощности двигателя и выбор редуктора. Для предва-
рительного выбора двигателя определяем сопротивление передви-
жению загруженного крана

^0 = ^4-(1,1 ... 1,3)	= 323+ 1,2 12 500 + 23 000 0,2 =

й	У 1

= 1192 кгс,
где а = среднее ускорение крана при пуске, принимаем а =
= 0,2 м/с® (табл. 29).
‘к-----

1-16500

в/

I.

В

•1500

Мощность электродвигателя
определяем с учетом инерцион-
ных нагрузок по формуле

Риг. 48. Схема к расчету нагрузок на
ходовые коле?а моста

Ы =.____° к _

₽ ^ЧЛр

=____1	' 1>5	_ |2 о кц_

102- 0,85- 1,6	Т'

Мощность одного двигателя
раздельного привода







Ж

Мет. I = (0,5 ... 0,6) Мр = о,55 • 12,9 = 7,1 кВт. (213)

По каталогу (прил. XXXIV) выбираем электродвигатель с фазо-
вым ротором типа МТР211-6 мощностью = 9 кВт (при /7В25%),
п = 915 мин-1 (и = 95,77 рад/с), /Ип. тах = 19,5 кгс - м, Л1„ =•
М

= 9,59 кгс • м, -	= 2,03, /р = 0,0117 кгс  м • сг.

Наиболее неблагоприятный случай разгона незагруженного кра-
на будет тогда, когда тележка находится в крайнем положении мос-
та со стороны кабины (опора В). При таком положении тележки
менее загруженными являются ходовые колеса левой опоры А
(рис. 48). При пуске приводов не должно происходить пробуксовки
приводных колес опоры А по рельсам.

Нагрузки на ходовые колеса опор А и В:

Гв =-	-- =

8,25 • 16 200-1-14,26 • 2000-}-15  4800	, .

----------------------------------= 14 190 кгс;

п +

1А	т —

8,25 • 16 200 4- 2,25 • 2000 + 1,5.4800 со 1П
= —---------------:------------------ = 8810 кгс.

(214)

(215)

где Си — 16 200 кгс — вес моста;

Ст = 4800 кгс — вес тележки;

Ок = 2000 кгс — вес кабины с электрооборудованием.

Окончательно выбираем электродвигатель по пусковому момен-
ту привода механизма передвижения опоры А;

Ма. ср = Л4СТ. п 4-  ”р — кгс • м.

*П. X

Частота вращения колеса

6(ЬИ

60 • 1,5

3,14 -0,5

— 57,3 мин-1.

Расчетное передаточное число редуктора
и - А__________________________ 915	1 к оу

"р- р ~ пК ~ 67,3 1О'УЛ
Расчетная мощность редуктора

ЛГрсд =	== 2,25 • 3,07 = 6,9 кВт,	(216)

где	Л/„ = 0.55	=3,07 кВт.

По каталогу (прил. ХЫ...ХЁУ1) выбираем редукторы типа
Ц2-250-16.3-1Ц и Ц2-250-16.3-5Ц.

Фактическая частота вращения колеса
п 915	.

Пк. ф = — = Тда = об, I мин

Фактическая скорость передвижения крана с номинальным

грузом

_ лОк«к. ф
»К. ф — ВД

3,14 • 0,5 • 56,1

= 1,47 М/С.

Время пуска привода опоры А

, °к.ф . 1,47_

— °л. тах ~ 0,75 ~

1,96 с.

Для обеспечения запаса сцепления Лсц =1,2 при пуске неза-
груженного крана ускорение его должно быть не более

№ + /*) ь Ь_

0,015- 10 \	(2 - 0,06 + 0,015 . 10) 1.5

50	)	50

X 9,81 = 0,75 м/с2,

х

(217)

где «пр — число приводных колес;

«к — общее число колес моста.

Приведенный к валу двигателя момент инерции масс, приходя-
щнхся на опору А, при незагруженном кране

Лф. х = 67р.м	= 1,2.0,0224 +-^-?Й =

р1м

= 0,288 кгс  м • с®;

7Р. м = 0,0117 + 0,00763 + 0,00306 = 0,0224 кгс - м  с®.

Статический момент сопротивления передвижению, приведенный
к валу двигателя, для привода опоры А при незагруженном кране

П7сА Л0 • 0,5	, с, _

Л4ст. лх	— 2  16,3  0,81 ~ ’5 КГС ' М>

Следовательно, Л1п.ср = 1,51 +	77 = 15,58 кгс • м.
Исходя из пускового момента, мощность двигателя определяем
по формуле

' 915 = 9,31 кВт,
9/5фср 9/5-1,57	’	’

,	2.03+1,1	.

ГДС фср =------2---= 1.5'.

Средний пусковой момент двигателя типа МТЕ 211-6
Мо. сР = ФсрМц = 1,57 • 9,59 = 15,06 кгс • м.

Фактическое время пуска привода опоры А

I -	*0>	- °'288 • 95'77 - о 04 с

Л1„.ср-Мст.П1 15,06-1,51 -‘••ЧС-

Фактическое ускорение привода незагруженной опоры А
=	= 0,72 м/с2.

Фактический запас сцепления ведущих колес с рельсами

°саФ

,1.

•=1,23 >1,2, (218)

/

______________11 500 - 0,2_______

2ю+23“о(г5г1Ы-4-ад|5-я)

где 0сц = — Ск = ^- • 23 000 = 11 500 кгс.
пк	4

Поскольку опора В наиболее загружена, то время разгопа при-
вода опоры 2? будет больше времени разгона привода опоры А. Вре-
мя пуска и ускорение привода опоры В при наиболее неблагоприят-
ном его нагружении приведены в табл. 36.

Расчеты показывают, что при разной нагрузке ходовых колес
опор А и В двигатели нагружаются неодинаково и разгоняются
с различными ускорениями, что приводит к созданию перекосов
и дополнительных сил трения реборд колес о рельсы.

4.	Проверка двигателя на нагрев м эквивалентной нагрузке. Сред-
нее время пуска привода опоры В

,	2 - 6,59 + 4.85 + 4,09 + 4 • 3.39	.

*п —-----------------------— 4,4в с_

Среднее время рабочей операции при передвижении моста

'»=^"П? = 5.44<:'

где Ьр— средний рабочий путь крана, 7,р^8 м (табл. 17). При
= 0,82 по графику (рис. 45, кривая Л) значение у =*

<Р 5>44

с= ^э- = 1,65, откуда Л/э — уМн , = 1,65 • 3,93 = 6,48 кВт (здесь

^>1. г	1

»,	__ 232 • 1,47 _ о по . пт }

т Т02  0,85 “ 3,93 В / '

Для среднего режима работы эквивалентная мощность

Мэ25 =	0,75 • 6,48 = 4,86 кВт.

Она удовлетворяет условиям нагрева.

5.	Расчет тормозного момента и выбор тормоза. Для обеспече-
ния запаса сцепления Ауц = 1,2 колес с рельсами механизма пере-
движения опоры А при незагруженном кране и при нахождении
тележки в крайнем положении около опоры В и максимальное уско-
рен не при торможении должно быть не более

а -ГМФ 1Л\ I Н +

[2/0,2	0,015- 10 \ , 0,015- Ю 4-2.0,06] п О1 п0с.,м2

= IТ	50 / + -------[50----] 9’81 = 0’86 М/€ '

Время торможения привода опоры А из условия максимально
допустимого ускорения

Ф	1,47

ит	0,85

1,7 с.

Допускаемая величина тормозного пути (табл. 31)

„ __ ик.ф _ 88,2= _

5г 5400	5400 ^Ь44 м,

Где ок. $ = 88,2 м/мин — скорость передвижения крана.
Минимально допустимое время торможения

I-

2Ч _ 2  1,44

«кФ ’>47

1,96 с.

Статический момент, приведенный к валу двигателя, при тормо-
жении привода опоры А незагруженного крана

IV’

СТ. ТХ -----

Ст. чхрлм 39 • 0,5 - 0,81

2"р

2 • 16,3

= 0,48 кгс • м,

где И7„.тх = 8810 (0,0!Б -	- -0,06 — 0,001) = 39 иге;

Лр. ™ = 0,0269 4- - ~	°’--1 = 0,198 кгс • м • с2.

Тормозной момент ла валу двигателя

М — 1	™ лл 0,198 < 95,77 л	п

— «'пр к — Мет. тх — ------------- — 0,48 — 9,2 КГС * М,
Принимаем колодочный тормоз с гидротолкателем типа ТТ-160
с наибольшим тормозным моментом 10 кгс  м, диаметром тормозно-
го шкива 160 мм, шириной колодки 75 мм; тип гидротолкателя ТЭГ-
16 с тяговым усилием 16 кгс. Тормоз регулируем на расчетный тор-
мозной момент (прил. ХЫХ). Затем находим время торможения
приводов опор Я и й при различных нагрузках на ходовые колеса
(таким же способом, как для механизма передвижения тележки).

6.	Определение динамических нагрузок в механизме передвижения.
Механизм передвижения с раздельными приводами может быть
представлен двухмассовой системой (рис. 6), в которой одна из масс
имеет момент инерции (ротора и муфт быстроходного вала),
а другая — момент инерции У2 (поступательно движущихся и вра-
щающихся масс редуктора и приводного колеса, приведенных
к быстроходному валу редуктора); массы соединены упругой связью,
обладающей крутильной жесткостью С.

Максимальная нагрузка в упругой связи в пусковой период оп-
ределяется по формуле (36)

так — Л?ст 4“ 2 (Л1п. тах	Л4СТ) у—у

- 4.19 + 2 (19,5 - 4,19)	- 33.9 кгс . м,

где Л1п. шах — 19,5 кгс - м — максимальный пусковой момент, раз-
виваемый двигателем;

Д4СТ — 4,19 кгс  м — статический момент сопротивления
передвижению, приведенный к валу двигателя; опре-
делен для наиболее неблагоприятного случая (опо-
ра В наиболее загружена);

У! = 0,0224 кгс • м - с2;

^г = 0,2 (= 0,2 • 0,0224 +
Мм

1	_ 25 550 *_0,55г	_ р «25 кгс , м .

9,81 • 16,3’ • 0.85	(?,/-•) КГС I) С .

и

Коэффициент динамичности

/ед —

Мд. так
Л4СТ

33,9 _ с т

4,19	8,1

что значительно больше, чем в механизмах подъема. Это следует
учитывать при расчете деталей механизмов передвижения на проч-
ность и выносливость.

7.	Расчет ходовых колес. В качестве материала двухребордных
с цилиндрическим ободом колес принимаем сталь 65Г с твердостью
поверхности катания НВ 320...350 (ГОСТ 1050—74). Ширина по-
верхности катания 100 мм. Для таких колес принимаем рельс КР70
со скругленной головкой = 40 см.
Расчетная нагрузка на колесо

Рр = Л17	= 1,2 • 0,86  2-~*1 = 13 180 кгс,

где Л] = 1,2 (табл. 34); у = 0,86 при	= 0,544 (табл, 33).

^0 /о ши

По формуле (212) определяем величину местных напряжений
смятия при точечном контакте

<тси = т 1 /	= 0,46 1/ 13 180.(2.1 -ЮТ =

у	*	402

= 15 250	[о]см = 22 000 кгс/см2,

/?	9‘Т

где т = 0,46 при дг =	= 0,025 (табл. 35).

8.	Расчет механизма передвижения крана с центральным при-
водом, Произведем вариант расчета механизма передвижения, кине-
матическая схема которого представлена на рис. 46, а. Электродви-
гатель, соединенный трансмиссионным валом с редуктором, переда-
ст движение на ведущие колеса. Вал ведущего колеса соединен
с тихоходным валом редуктора зубчатой муфтой. На быстроходном
валу редуктора установлен колодочный тормоз. Трансмиссионный
вал, имеющий промежуточные опоры, состоит из отдельных валов,
соединенных зубчатыми муфтами.

Учитывая предварительно рассчитанную потребную мощность
(Л^р — 12,9 кВт), по каталогу (прил. XXXIV) выбираем электро-
двигатель типа МТЕ 311-6 мощностью Л/— 13 кВт (при ПВ —
= 25%), п = 935 мин’1 (<о — 97,86 рад/с), Л4П. тах = 32 кгс • м,

Мн = 13,55 кгс . м, = 2,36, ^р = 0,0229 кгс • м • с2.

При разгоне незагруженного крана ускорение его должно быть
не более ап. тах = 0,75 м/с2.

Редукторы принимаем ранее выбранные Ц2-250-16,3-Щ и Ц2-
250-16,3-5Ц-

Фактическая частота вращения колеса

= «;~та- 57'36

Фактическая скорость передвижения крана

3,14.0,50.57,36	. _ ,

Ф —	60	— 1,5 м/с.

Время пуска привода (пз условия обеспечепия сцепления)

/их

Рк, ф

ЙП. щах

^0,75

-2,0 с.
Время пуска механизмов передвижения мостовых кранов обыч-
но принимают в пределах 3...8 с; для незагруженного крана при-
мем 3 с.

Статический момент сопротивления

..	_ ^т. Л _	209 -0,5	_ о ог „„

^ст к - 2?3М" " 2  16,3 • оТеГ- “ 3,96 К1 с ' м-

Приведенный момент инерции вращающихся и поступательно
движущихся масс незагруженного крана

Лр. X = 67Р. а +	= 1,2 . 0,519 +	=

«р'1ы	11и	,и-61

= 0,743 кгс • м,- с2;

Л., м = Л, т X Л- = 0,0229 + 0,00763 + 7  0,00306 =

= 0,0519 кгс • м • с2.

Необходимый средний пусковой момент двигателя

,,	 «	। 7Пр ~	0,743 • 97,86	(-,о

Мп. ср = Мст. х Ч---1----- 3,96 + •---г----= 28,2 кгс • м.

‘их

Расчетную мощность, исходя из пускового момента, опреде-
ляем по формуле

Л, Жп.сРп 28,2*935 тг . о
/V —	,	= пЧг--ГтТ = ^5,6 кВт,

975фср 975 1,73	’	’

,	2,36+1,1	,

где фер = -----2--= '113-

Окончательно принимаем двигатель МТР 311-6* Определим вре-
мя пуска привода с учетом режима загрузки, а также проверим дви-
гатель на нагрев по эквивалентной нагрузке.

Фактическое время пуска привода механизма передвижения при
незагруженном крапе

_	7,,|)И	_ 0,743 • 97,86

1" Х~ Ма^р-М„ „	23,4-3,96 ~б’НС’

Мп. Ср = ф.р'Ия = 1,73  13,55 = 23,4 кгс • м.

Ускорение незагруженного крана при пуске

йп' Х " С7 — 3?74 ~ 0,4 М С *

Фактический запас сцепления ведущих колес с рельсами

___________11 500.0,2_____

209 + гз”0(мД51-Т-ад15-и)

= 2,06 > 1,2.

Результаты расчетов механизма передвижения с центральным
приводом приведены в табл. 37.
Таблица 37

Результаты расчета механизма передвижения крана
с центральным прннодсм

ПсКЭЗЕТСЛИ ргсчета	Поднимаемы» груз			Незагружен- ный иран
		0,50	0,25(2	
Грузоподъемность, кгс	12 500	0250	3125	0
Сопротивление передви- жению крапа при уста- новившемся	режиме  №ст, кгс	323	266	238	209
Статический момент со- противления при перед- вижении крана, при ве- ден пын к валу двига- теля Л4СТ п, кгс - м	5,83	4,92	4,45	3,96
Момент инерции при пуске, приведенный к валу двигателя, кгс X X м X с2	1,064	0,897	0,817	0,743
Время пуска /п, с	5,93	4,75	4,22	3,74
Ускорение крана при 1 пуске, м/с2	0,25	0,32	0,36	0,4
Статический момент при торможении, приведен- ный к валу двигателя Л1ст т, к гс * м	2,03	1,64	1,45	1,25
Сопротивление передви- жению крана при тор- можении №съ т, кгс	156	129	115	101
Момент инерции при торможении, приведен- ный к валу двигателя, кгс - м * с2	0,786	0,652	0,582	0,509
Время торможения /т, с	2,99	2,52	2,26	2,0
Ускорение крана при торможении ат, м/с2	0,50	0,595	0,66	0,75

Проверка двигателя на нагрев. Среднее время пуска привода ме-
ханизма передвижения крана

/п

_ 2 * 5,93 + 4,75 Ч- 4,22 + 4 • 3,74

= 4,5 с*

8

Среднее время рабочей операции при передвижении моста
/₽ = Д=5,33 с.
гт	4 5

1 рн Т = 5^3 = °>®4 по графику (рис. 45, кривая Л) значение
Л\

у -	= 1,66;	откуда Л'э = уУ|( г = 1,66 - 5,59 = 9,28 кВт

н. г

К- “>Т®Г = 5,59 кВт).

Для среднего режима работы эквивалентная мощность

Л^5 = /<Д73 = 0,75- 9Т28 = 6,96 кВт

удовлетворяет условиям нагрева.

Ускорение при торможении крана ат = 0,86 м/с2.

Время торможения механизма передвижения крана, исходя из
максимально допустимого ускорения,

Допускаемая величина тормозного пути (табл. 31)

Ф _ 90^	1 _

5т 5400 ” 5400 М,

где Ук. ф — 90 м/мин — скорость передвижения крана с централь-
ным приводом.

Время торможения

(т = А. = Ц51=2с.

“«.*	'-5

Статический момент, приведенный к валу двигателя, при тор-
можении незагруженного крана

..	^ст. гхп,?1н 101-0,50-0.81	, ос

Мст. тх =	-----= 1,25 КГС  М,

,,,,	ооппп/0,015. Ю + 2 0.06 плпЛ 1П1

где П^ст. тх = 23 000 ( -------эд5--!-----0,001) = 101 кгс;

т л псоо ,	2345 0,25г	0,81 п спо „ Л 2.

3пр. тх	— 0,0623 +-------] б 3?	"—~’ —* 0,509 кгс	• м • с ,

67р. и = 1,2 • 0,0519 = 0,0623 кгс  м  с*.

Тормозной момент

Л1т = 0’509 2 97'86 — 125 = 23,7 кгс • м.

Принимаем колодочный тормоз с гидротолкателем типа ТТ-250
с наибольшим тормозным моментом 40 кгс * м, диаметром тормоз-
ного шкива 250 мм, шириной колодки 105 мм, типом гпдротолкате-
ля ТЭГ-25 стяговым усилием 25 кгс. Тормоз регулируем на расчет-
ный тормозной момент.

9. Расчет трансмиссионных есмов. Быстроходные трансмиссион-
ные валы рассчитывают на прочность, находят допустимое расстоя-
ние между опорами, проверяют на допустимый угол закручивания
и на критическую частоту вращения.

За расчетный крутящий момент трансмиссионного вала прини-
мают пусковой момент, передаваемый валом, когда тележка с но-
минальным грузом находится в крайнем положении (например,
около опоры В):

..	. <	25 550 о,э ,

Л1расч —	। ф Л/и. Ср 500	' ^0,0 КГС * М,

Предварительно из условия прочности находим диаметр вала:

,	1 / ‘^расч _ ?	1680 о 11 ~

г 0,2[т]^"1 0,2 280 ^3,11сМ’	(219)

где [т] — допускаемое напряжение при кручении, кгс/см3, [т] =
= 0,6 [о]. Допускаемое напряжение на изгиб [о] берут
из приложений XVIII, ЬХХ11.

Материал вала — сталь 35 (Стб), [ст] = 450 кгс/см2 (/// режим
нагрузки), 1т] = 0,6  450 = 280 кгс см2.

Принимаем диаметр вала й = 40 мм (размер посадочного места
для ступиц зубчатой муфты). Диаметр гладкой части вала принима-
ем 52 мм.

Наибольшее допустимое расстояние между подшипниковыми
опорами трансмиссионного вала, определенное из условия сто ста-
тического прогиба, вычисляют по формуле

' “ 200 О = 200 Г = 370	I220’

где — погонный вес вала, кгс/см; при с/ = 5,2 см дп = 0,165 кгс/см;

~ — допустимый прогиб вала принимается в пределах
1 1

700 ’ * * Шо 

С учетом компоновки механизма передвижения на мосту расстоя-
ние между подшипниками примем = 2,2 м, а расстояние между
спорами на подшипник и зубчатую муфту I = 2,1 м.

Полный угол закручивания вала

. ^рм "V1 _	1680 - 220	_л пр.™ ______й ог°

~ 8 ИР. о,1.5,2х — 0,0063 рад — 0,36 , (2^1)

где С — модуль упругости 2-го рода (сдвига), кгс/см2; для стали
С = 8 . 106 кгс/см2;

— полярный момент инерции сечения вала, см4; = 0,1

Угол закручивания вала длиной 1 м

ф =	= о, 1647м < [<р] = 0,25 7м.

Поскольку вал является быстроходным, произведем проверку на
критическую частоту вращения. Для этого сравним частоту вынуж-
денных колебаний с частотами свободных крутильных и свободных
изгибы ых колебаний трансмиссионного вала. Представим механизм
передвижения двухмассовой упругой системой (рис. 6), для которой
частоту свободных крутильных колебаний вычисляют по формуле

п - 1 |/С(Л + А)
р ~ 2л V

(222)

где — момент инерции ротора двигателя и муфт; Д “ 0^0519
кгс  м  с2;

Л — приведенный момент инерции вращающихся масс редук-
тора и ведущих колес и поступательно движущихся масс
крана, кгс • м/с*;

С — суммарная крутильная жесткость обеих ветвей трансмис-
сионного вала, кгс > см - рад.

Трансмиссионный вал состоит из трех валов, соединенных между
собой зубчатыми муфтами. Общая длина одной ветви вала между
двигателем и редуктором составляет /0	6,8 м.

Податливость одной ветви вала определяем приближенно по фор-
муле (22)

е = х^- = 1,2- 10-5^-= 1,12 • 1СГ6 */кгс • см.
’	5,2*	1	1

Крутильная жесткость одной ветви вала

= у = )	; 10=г = 8,93  104 кгс • см/рад.

Суммарная жесткость двух ветвей вала

С - 2С\ = 2 ♦ 8,93  104 = 17,86 - 104 кгс • см/рад.

Момент инерции вращающихся масс редуктора и приводных ко-
лес и поступательно движущихся масс крана, приведенный к быст-
роходному валу редуктора,

Л = 0,2 (Ур + Л) +	= 0,2  0,0519 +

Ми

, 2345 - 0.252 л гп	,	,оо„

+ Г1 32,081 = 0,69 кгс  м • с2.	(223)

При передвижении крала с номинальным грузом

А = 0,2 • 0,0519 +	’ °’2Д' = 1,01 кгс  м • с2,

* и,оэ

Частоты свободных крутильных колебаний вала при передвиже-
нии незагруженного и загруженного крана соответственно равны:

Р, ____1_ IЛ 17,86- IУ (69+ 53^- = 30

Р1	2-3,14 '	69-5,19	<Я\/С ,

Р =	1	|/17,86 - 10^(101+5,19) _	„	.

Р1 2 • 3,14 V 101 .5,19	С ’
Частота вынужденных колебаний
п 9о0	, - пп —1

“ ~ 60 — 60 — с •

При работе вала в дорезонансной области должно соблюдаться
условие

?	ю ^0,7 ри	(224)

а при работе в зоне между первой и второй резонансными скоро-
стям11	- ______

1,4 р, «С 0,7 р2.	(22о)

Частота свободных изгибных колебаний вала, опирающегося на
подшипник и зубчатую муфту, определяется по формуле
ри = Ои/^!,	(226)

где ая — теоретический коэффициент, зависящий от формы коле-
баний; яь, = 0,179 — одна полуволна на длине вала;
а2н = 0,716 —две полуволны; ази = 1,61 —три полуволны;

т— масса вала,

т =

<7В/ _ 0,165.2Ю
в ~	981

= 0,0353 кгс • с2/см;

Си—изгибная жесткость вала,

г-	-7С о 2,1 ’ ’О” • 0,05  5,2* РО_ .	,0071

Си = к = 76,8 —----------------------— 637 кгс/см, (227)

к = 76,8 — коэффициент жесткости балки с распределенной нагруз-
кой.

Частоты свободных изгибных колебаний вала вычисляют по фор-
муле (226):

0,179/^=24,0 с-;

0.71696,2 с-;

Ря =1,61 |/"Д3353 = 216,3 с

Условие (224) соблюдено.

Подшипники подбирают по эквивалентной динамической нагруз-
ке. По расчетному крутящему моменту выбирают соединительные
муфты трансмиссионных валов.

§ 6. Расчет ^металлоконструкции моста крапа

Правильно выбранные конструктивные схемы и сечения элемен-
тов металлоконструкций обеспечивают в процессе эксплуатации их
прочность, жесткость и устойчивость. Металлоконструкции машин
оказывают влияние на долговечность и надежность работы механиз-
Рис 49. Типы сварных соединений

мов п машин в целом. Поэтому при конструировании грузоподъем-
ных машин необходимо обращать особое внимание на методы расче-
тов, виды сварки и технологичность изготовления конструкций, эко-
номию металла, удобство при обслуживании и ремонте.

В настоящее время металлоконструкции кранов изготовляют
только сварными. Проектирование металлоконструкций выполняют
после определения нагрузок, основных размеров и весов как метал-
локонструкций, так и механизмов и узлов.

В соответствии с Правилами Госгортехнадзора [101 при разра-
ботке конструкций сварных соединений необходимо руководство-
ваться следующим:

конструкция сварных соединений должна предусматривать воз-
можность удобного доступа для выполнения швов и их контроля.
Стыковые швы по возможности должны иметь доступ для выполне-
ния сварки с обеих сторон;

угловые швы тавровых соединений в сечении, как правило, долж-
ны иметь вогнутое или плоское очертание поверхности с плавным
переходом к основному металлу;

наибольшая высота углового шва с1 не должна превышать 0,7
где 51 — толщина наиболее тонкого из соединяемых элементов
(рис, 49, о);

угловые швы допускаются с обеих сторон элемента, если его тол-
щина в 1,5 раза превышает высоту шва с! (рис. 49, 6). При толщине
элемента менее указанной швы должны быть смещены один относи-
тельно другого на расстояние I 2 5! (рис. 49, а);

прерывистые швы на элементах кранов, подверженных корро-
зии (краны, предназначенные для работы на открытом воздухе,
в химических цехах и т. и.), не допускаются;

в соединениях несимметричных профилей швы следует разме-
щать так, чтобы их общий центр тяжести совпадал с центром тяжес-
ти привариваемого профиля (в проекции), если это невозможно, не-
обходимо учесть напряжения, вызванные эксцентриситетом;

выполнение клепаных и сварных соединений в одном узле не
допускается.

Сварные соединения необходимо выполнять следующими элект-
родами:

при ручной сварке конструкционных малоуглеродистых ста-
лей — электродами качества не ниже Э-42 (ГОСТ 9467—75); при
ручной сварке конструкций, экс-
плуатируемых при температурах
ниже минус 20С, — электродами
качества не ниже Э-42А (ГОСТ
9467—75). При автоматической и
полуавтоматической сварке под
слоем флюса — электродной про-
волокой Св-0,8Г (ГОСТ 2246—70);

при ручной сварке конструкци-

онных среднеуглеродистых и низ-
колегированных сталей — электродами качества не ниже Э-50А
(ГОСТ 9467—75); при автоматической и полуавтоматической свар-
ке — электродной проволокой Св-08ГА с флюсами.

Расчет моста крана выполняем для сплошной и решетчатой глав-
ных балок.

1. Расчет металлоконструкции моста со сплошными балками.
Мост рассчитываемого крапа со сплошными балками состоит из двух
главных балок прямоугольной формы, сваренных из стального лис-
та (рис. 50). Главные балки прикреплены к концевым, в которые
вмонтированы ходовые колеса моста (рис. 51). Кроме того, к мосту
крепят вспомогательные поперечные и продольные балки, на кото-
рых размещен механизм передвижения крана. Мост оборудуют пери-
лами и настилом. В торцах концевых балок устанавливают буфера.

Исходные данные: длина моста Ь = 16,5 м; база крана В =
= 4,5 м, колея тележки /<т = 2 м,_база тележки Ь = 1л6 м. Конст-
рукция моста сварная. Материал моста ВМСтЗ кп (ГОСТ 380 -71).

Расчетные нагрузки. Если принять, что колеса тележки одина-
ково нагружены, то подвижная нагрузка, передаваемая на рельс
одним колесом, при работе крана с номинальным грузом

Р -Ь 9 Л_СТ , л 12500 . 4800

— «д-4 +	— 1,2—------Ь= 4950 кгс, (228)

— динамический коэффициент, учитывающий инерционные
силы при подъеме и опускании груза, /?д = 1,1; 1,2; 1,3 —
соответственно для легкого, среднего и тяжелого режи-
мов работы.
При допущении, что механизм передвижения моста равномерно
нагружает одну из балок, распределенная нагрузка от собственного
веса половины двухбалочного моста и механизма передвижения

0,56м +	/	5000 4- 2200 1 ।	4 оа » /оаг\\

с	5---- 1,1 = 480 кгс/м, (229)

где 0,56м— собственный вес половины сварного коробчатого двух^
балочного моста (без концевых балок), приближенно
0,56м = 5000 кгс (рис. 52);

Смех — вес механизма передвижения крана, приближенно
6мех = 2200 кгс;

— коэффициент, учитывающий толчки при движении
крана;

кс = 1,0 при 1 м/с, йс — 1,1 при 1,5 м/с> > 1,0 м/с;

/?с = 1,2 при 3 м/с2^ г'к > 1,5 м/с.

Сосредоточенная нагрузка от веса кабины с электрооборудо-
ванием

Р2 = ксС^ = 1,1 • 2000 = 2200 кгс,

где Ок = 2000 кгс — вес кабины с электрооборудованием.

Механизм передвижения моста с центральным приводом, рас-
положенный на поперечных консольных балках, присоединенных
к главной балке, скручивает ее моментом

Л/1 = бмехвм = 2200 * 0,75 = 1650 кгс • м. (230)

Рис. 52. Кривые для определения веса
металлических конструкций (из стали СтЗ)
половин сварных коробчатых двухба л оч-
ных мостов (без концевых балок) для
кранов среднего режима работы грузо-
подъемностью:

л —	1= 5 ... 50 тс; б — = 7^> ... 250 тс

(по Данным Ленинградского завода ПТО
им. С. М. Кирова и завода сСиСтяжмаць)

II Я Я 29 1м
5

Согласно расчету (табл. 37)
ускорения крана при пуске
и торможении составляют
0,25 м/с3 и 0,50 м/с2, а при
резком пуске или торможении
принимают удвоенное ускоре-
ние, т. е. 0,5 м/с2 и 1,0 м/с3.
Из условия сцепления колес
с рельсами максимальное ус-
корение

П	9

«так	= 0,2-9,81	=

= 0,981 м/с2.	(231)

Таким образом, при рез-
ком торможении Ст тах^ 0,981
м/с2. Распределенная попе-
речная инерционная нагруз-
ка в горизонтальной плоско-
сти, возникающая при резком
торможении моста,
т	О.50м + С мех	5000 + 2200 _ ПО1 ..

— От. тах —	шах 9 81 • 16 5 ' 0>981 КГС/М,

(232)

Сосредоточенная инерционная поперечная нагрузка в горизон-
тальной плоскости от веса кабины при резком торможении

ри1 = Отавах =	• 0,981 = 200 Кгс.	(233)

Сосредоточенная инерционная поперечная нагрузка в горизон-
тальной плоскости от веса тележки с грузом при резком торможении
моста

п Ст + С	4800+12 500 ж	л

Л12 = “2^— йт. шах = -' а >9,8]	0,98]= 864 кгс.

Ускорения тележки при пуске и торможении составляют 0,1 м/с2
и 0,25 м/с2 (табл. 32). При резком пуске или торможении тележки
ускорения могут быть 0,2 м/с2 и 0,5 м/с3. Исходя из условия сцеп-
ления колес с рельсами, ускорение может достигнуть величины 0,981
м/с2- Следовательно, при резком торможении тележки аТ, тдх ~ 0,5
м/с2. Сосредоточенная продольная инерционная нагрузка в гори-
зонтальной плоскости при резком торможении тележки с грузом

„	4800+ 12500 Л _

Рнз — 2^ ^т- П1ах — ' —2 - 9 81	* 0,5 — 440 кгс.

Выбор размеров сечений главной балки. Высота главной балки
прямоугольной формы с замкнутым контуром для средней части
моста

Н =	=(тк "• я) 16500= 1030 ... 825 мм.

\ 1 О	/V /	\ 10	/

Принимаем Н — 900 мм

Высота балки у опоры

Нх = (0,6..0,7)77 = (0,6...0,7)900 = 540...630 мм.

Принимаем /71 = 600 мм.

Длина скосов

Ге = (0,1...0,2)7, = (0,1...0,2) - 16 500 = 2 000 мм.

Ширина верхнего и нижнего горизонтальных листов

В = (0,5...0,33)77 = (0,5...0,33)900 = 450...297 мм.

Кроме того, ширина горизонтальных листов должна удовлетво-
рять условию

П 1 _____ 16500 оол

“ 50 ~ 50 — 330 ММ'
Рис. 53. Поперечные сечения гл йеной балки
моста:

а — в середине пролета; б — около опоры

Принимаем В — 350
мм. Для предваритель-
ного расчета принимаем
толщину вертикальных
стенок пг“ 6 мм, а верх-
ний и нижний пояса из
листа толщиной 62 =
= 8 мм (рис* 53).

Основные характери-
стики п редей ри тел ьно
выбранных сечений. Ко-
ординатпые оси х — х и
у — у проводим через
центры тяжестей сече-
ний, расположенных на
одипаковых р ассто я н и-
ях от поясов и верти-
кальных стенок* Если

сечение главных балок состоит из листов различной толщины или из
разных прокатных профилей, т. е. сечение не имеет одной или двух
осей симметрии, то его центр тяжести находится из выражения

У 5
г =	(234)

где 25 — сумма статических моментов сечений отдельных элемен-
тов относительно оси	см3;

2Т7 — сумма площадей сечений тех же элементов, см2.

Основное сечение. Площади сечений: верхних и нижних листов
Т7! = 2 * 35 • 0,8 = 56 см2; вертикальных стенок = 2  88,4 X
х 0,6 = 106 см2.

Площадь всего сечения В = 162 см2.

Моменты инерции сечения относительно оси х — х:
поясов

/1х = 2	+ 35 • 0,8 (44,2 + 0,4)2] = 111 400 см4,

стенок

>	п0,6*88,43 сопел 4

7 2х = 2 —То--- — 68 080 СМ4.

12

Общий момент инерции сечения <1Х — 180 480 см4.

Момент сопротивления сечения относительно оси х — х:

Гх = - =	= 4011 см3.

х 21	45

Момент инерции сечения относительно оси г/ — у:
поясов

/|# = 2 °-^313 = 5717 см4,
стенок

<12у — 2

88,41,20,63 + 88,4 • 0,6 {15,5 + 0,3)2

= 26 483 см4.

Общий момент инерции сечения = 32 200 см4.

Момент сопротивления сечения относительно оси у — у

= ^ = 2 - 32 200 = 1840 см3.

Сечение около опоры. Площадь сечения верхних и нижних листов
РА = 56 см2; вертикальных стенок = 2  58,4 • 0,6 = 70 см®.
Площадь всего сечения Р = 126 см2.

Моменты инерции сечения относительно оси х — х:
поясов

Л, = 2[ 35‘в’8'• + 35 • 0,8(29,2 + 0,4)2] = 49068 см4,

стенок

г	о 0,6 • 58,43 1 л л 1 о 1

^2x = 2-—= 19 918 см1.

Общий момент инерции сечения Л = 68 986 см4.
Момент сопротивления сечения относительно оси х — х

„„ 2Л 2.68986 оог,„ ,

У* = н-= —во— = 2300 см-

Моменты инерции сечения относительно осн г/ — у.
поясов

т о 0,8 - За3	.

<!\у = 2-— — 5/17 см1,

стенок

= 2 [58,4120,63 + 58,4 -0,6(15,5 + о,З)2] = 17 496 см4.

Общий момент инерции сечения = 23 213 см4.

Момент сопротивления сечения относительно оси у — у

= 1326 см3.
у в 35

Главную балку рассчитываем для наиболее неблагоприятного
случая нагружения при одновременном резком торможении моста
и тележки, загруженной номинальным грузом. Кроме того, этаже
балка нагружена весом от механизма передвижения моста и от ка-
бины.

Момент, скручивающий главную балку относительно оси О — О

МКр = "Н Ги1^з +	иэ^2 “ 44 ' 16,5 1 15 +

+ 200 - 160 + 165 000 — 864 -35 = 177 650 кгс  см. (235)
Рис. 54. Схема к расчету скручивающих мо-
ментов

При изменении на-
правления усилий и
РИ2 момент, скручиваю-
щий главную балку отно-
сительно оси О — О,

Мкр “ Ри2^2 4“ М1-

—	—Рн]/3 = 864 X

X 35 + 165 000 — 44 х
х 16,5 • 15—2(^160 =
= 152 350 кгс * см.

Первое значение скручивающего момента принимаем расчетным.
Максимальные изгибающие моменты главной балки определим в вер-
тикальной и горизонтальной плоскостях от постоянных и подвиж-
ных нагрузок. Известно, что максимальный момент от двух связан-
ных между собой подвижных нагрузок будет в сечении балки под
левым колесом в тот момент, когда середина пролета совпадает с се-
рединой расстояния между нагрузкой и равнодействующей
т. е. расстояние между серединой главной балки и нагрузкой Рг
ь
имеет значение —.

4

Реакции в опорах главной балки в вертикальной плоскости:

от постоянных нагрузок (рис. 55, а)

Рг (Ь - /к)+	2200 (16,5 - 2,25)+ —  16’5-

=---------т----------------------г—--------------- 5860 кгс;

Сг	10,0

Рг 1К +	2200 • 2,25 + 480 '2'6'52

7? Л =---у------=-----------ггт-------- = 4260 кгс;

Ду	10,0

от подвижных нагрузок (рис. 55, б)

2

16,5

= 4710 кгс;

2-495о(-^ + ^) *

--------------=5190 кгс,
IЬ. К---------’

/к = 2,25 м, Ь = 1,6 м.

Значения изгибающих моментов:

М" = Яв (4 ~т) = 4710„ ,4) = 36973 кгс  м;

,. г	п / {ь	ь\ п {1 ь . \	ь \а

Л^-Лв^З 4 / V ™ Т —~Т\2 “
Рис. 55. Схемы к расчету главной балки

в и б - соответственно ст постоянных п недвижных нагрузок в верти-
кллыюй плоскости; в и г — соответственно ст пьерционпых постоянных и
есдвижных нагрузок ь горизонтальной плоскс.сти; д—ст скручивающего
момента

= 5860	—	—2200 (Цг—— 2,25)

\ 2	4/	\ *	4	/

480 /3 6,5	!Д12 10САО

------------г — 18 892 кгс  м.

2 \ 2	4 /

Максимальный изгибающий момент в сечении I—/ от нагрузок
в вертикальной плоскости

М± = М/ + /И; = 18 892 + 36 973 = 55 865 кгс - м.

Реакции в опорах главной балки (рис, 55, в, г) в горизонталь-
ной плоскости:

<7.Л*

7?ег ==

200 (16,5 - 2,25) 4

44 ; 16,53

-----В-------- 536 кгс;

7?дг —-------

<71Л3

2

р„ _2'0.5^|<
Явг

16,5

200  2,25 4- —  ^С,°'

---- 16 5	= 390 кгс;

М ССЛ’6.5 1.б\

2_______4

16,5

— 411 кгс;

13Э

к


Ялг =

16,5

= 453 кгс.

Значения изгибающих моментов:

/и; = /?вг (4—4) =411	- т)= 3226 кгс м;

г>»/б Н о 1Ь ь	Яи ( ь ь\2-

12 — Квг^у — -4-/ — Г«Ц2 — 4~1*/ 2 \Т~ 4/ ~
,/16,5	1,б\	опп/16,5	1,6	„о,\	44/16,5	1,б\2

Ч^“-т)- 200Ь---------Т-2’25)—эЬ-------Т) =

= 1732 кгс • м.

Максимальный момент в сечении I—I от действия нагрузок в го-
ризонтальной плоскости

М2 = М'г + М\ = 1732 4- 3226 = 4958 кгс  м.

Нормальные напряжения при изгибе в сечении / — / от действия
нагрузок в вертикальной плоскости (комбинация нагрузок Л)

0! = ^ = " °40|51°° = 13$3 кгс/см® < [о] А = 1600 кгс/см2,

где Iст] — 1600 и 1800 кгс/см2 — допускаемое нормальное напряже-
ние для стали ВМ СтЗкп при комбинации нагрузок А и Б
(табл, 38).

Таблиц а 38

Допускаемые напряжения <т для сталей при расчете
на растяжение и сжатие

Режим работы крана	Комбинация нагрузок	а кгс/Смг дли сталеП	
		СтЗ, СтЗкп, ВСтЗ, М16С	10ХГСНД, 10ХСНД, 15ХСНД
Л, с	д  5	1600  1800	2300  2650
Т> ВТ	А  Б	1400  1700	2050  2500

Нормальные напряжения при изгибе в сечении / — I от действия
нагрузок в горизонтальной плоскости



у

495 800

1840

— 269 кгс/см2.

Максимальные нормальные напряжения при изгибе в сечении
/___у от действия вертикальных и горизонтальных нагрузок (ком-

бинация нагрузок Б)

0ПМХ = <4 + °2 = 1393 + 269 = 1662 < [ст]Б = 1800 кгс/см2. (236)

Сечение главной балки около опоры рассчитываем по касатель-
ным напряжениям, возникающим от действия поперечной силы и
скручивающего момента.

Максимальная поперечная сила в опорном сечении будет воз-
никать тогда, когда тележка с номинальным грузом находится в
крайнем положении около опоры В. Расстояние между равнодей-
ствующей 7? и опорой В составляет = 1,5 м.

При действии нагрузок:

в вертикальной плоскости

2Р, (Ь-/1) + Р5(Ь-И + -^-
7? В тал =	“ р “	"

д СП 1 с2

2 • 4950 (16,5 — 1,5) + 2200 116,5 — 2,25) -|-—

-----------------------Ур-г--------------------- 14 860 кгс;

16,5

в горизонтальной плоскости

Р1|2(1-/1) + Ли1(Л-/н) + ^-
К ВГ гпах '	—

44  16.52

664 (16,5 — 1,5) + 200 (16,5 — 2,25) +	9 ’

—-----------------------------------------------= 1320 кгс.

Статический момент половины сечения главной балки около опо-
ры относительно оси х — х

5Х - 35 - 0,8 * 29,6 + 2 - 29,2  0,6 • 14,6 = 1340 см3. :

Касательные напряжения в опорном сечении (около оси х — х)

Т1 = 7Г& = 68986-2-0,6 = 241 КГС СМ < [Т]А = 960 кгс * <23/>

где С = 7?втах— поперечная сила, кгс;

Ь — 2 • 0,6 см —толщина двух вертикальных стенок;
[т]д = 0,6	— 960 кгс см2 — допускаемые касательные напряже-

ния при комбинации нагрузок А.

Касательные напряжения в оперном сечении от действия скру-
чивающего момента, воспринимаемого двумя концевыми балками,
т Ж.ф МкР	177 650	лп .	2

Та	~ 2 - 2Я5 ” 2 ♦ 2 - 1871 - 0,6 "" 40 КГС См ’

пр

где р = 31(5 , 59 2 = 1871 см2 — площадь прямоугольника, огра-
ниченного осями, проходящими
через середины стенок и поясов.
Рис. 56. Схема размещения диа-
фра гм в главной балке

кг?

где [/] — допустимый прогиб,

Максимальные касательные напряжения в опорном сечении при
комбинации нагрузок Б

т =	+ т2 = 241	40 = 281 кгс/см2 < [т]Гз “ 1080 кгс/см2, (238)

где Гт1Б — От6[сг]б = 1080 кгс/см2.

Прогиб главной балки от веса тележки с номинальным грузом *
0,5(3 + <?т)1*	0,5(12 500 + 4800). 1650» _ 9 м ГЛ = 9 ЧВ см

'	48Е.!Х	48.2,1  10е • 180 480	2,ЗЬ СМ,

(239)

। г. 1г 1650	* а

“ тоб ~ тоо — см'

С целью обеспечения
устойчивости вертикаль-
ных стенок главной балки
между ними укреплены по-
перечные листы (диафраг-
мы), схема расположения
которых показана на рис.
56111, 211.

Расчет концевой балки
(рис. 57). Концевую балку
рассчитываем при действии
на нее нагрузок, возникаю-
щих от веса моста и тележ-
ки с номинальным грузом,
находящейся в крайнем по-
ложении около опоры В
(рис. 55). Нагрузки на кон-
цевую балку:
от наиболее нагруженной главной балки
Р1б = в тах = 14 860 кгс;

от менее нагруженной главной балки (без учета веса кабины и
механизма передвижения моста)

2Р, (I -/,) + ’+	2.4950(1С,5_|,5) + 38г'16-5*

-------1-----~ =--------------ПВ-------— = 12190 кгс’

,	0,56м + 6	5000+800. . оо_ „

где	/гс = —— 1,1 = 387 кгс, Отр — вес троллеи,

6ТР = 800 кгс.

В горизонтальной плоскости концевая балка воспринимает на-
грузки, возникающие в результате резкого торможения тележки,
Р„з — 440 кгс.

Реакции в опорах концевой балки в вертикальной и горизон-
тальной плоскостях

= Р2б(д-Й) + Р1йа = 12 190 (4,5-1,25)+ 14 660. 1,25 = 12 930 К| С>

где В = 4,5 м, Кт = 2 м, а = 1,25 м;

= 14 120 кгс.

= 440 кгс.

Изгибающие моменты в сечении Л—Л:

М16^К^а= 14 120- 125= 1 765 000 кгс - см;

Л?2б =	= 440 - 125 = 55000 кгс • см.

Концевые балки выполняют обычно коробчатого сечения
(рис. 57). Высоту концевой балки принимаем такой же, как глав-
нон балки у опоры (/7К = Нг == 600 мм). Ширина верхних и ниж-
них горизонтальных листов = 0,5//к = 0,5 - 600 — 300 мм. Дтя
такого сечения /х = 61 976 см1, /у == 15 998 см4, = 2066 см3,
= 1067 см\ 5Л == 1932 см3.

Нормальные напряжения в сечении Л — Л от изгибающих мо-
ментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях:

Л11б 1 765 000 ос. , .

°1в V "2066“ = 854 кгс ш;

Л*26	5 5 000 со , з

1067	52 кгс/см.

Суммарное нормальное напряжение в сечении А — А

0с = 01 + 0-2 = 854 + 52 = 906 кгс см2.

Касательные напряжения в сечении А — А (около сси х—л)
т Г<о5х 14 120  1932	,

Т1 = —ГТ — ё| о-с о АС = 367 КГС СМ-.

61 9/6 • 2 • 0,6
Рис. 58. Схема решетчатой металлоконструкции мостового крана

Условие прочности в сечении А—Л:

а = Ко? + Зт* < [о];

п = ]'9О62 + 3 • 367“ — 1110 кгс/см® < [ст] = 1600 кгс/см2.

2. Расчет решетчатой металлоконструкции мостового крана
(рис. 58). Конструкция моста сварная. Материал моста ВМ СтЗкп
(ГОСТ 380—71).

Производим расчет каждой фермы как отдельного элемента.

Последовательность расчета: определяем геометрические раз-
меры, нагрузки, расчетные усилия в элементах; напряжения в свар-
ных швах; подбираем сечения с проверкой прочности, жесткости и
устойчивости.

Определение геометрических размеров. Высота главной фермы по
середине пролета

н*=(й-" ^4 = ^-1,37 к.

Принимаем Яф = 1,4 м.

Высота концевой балки

Нг = (0,4...0,6)//ф = 0,5  1,4 = 0,7м.

Такой же высоты принимаем высоту главной балки в месте со-
единения с концевой балкой.

Ширина горизонтальных балок (рнс. 58)

В' —К —С/	6300 < 2000 — 300 ОЛЛГ1

«г. ф =----2--- = --------“---- = 2000 ММ,

где сх = 200. ..500 мм; принимаем = 300 мм; В' = 6300 мм;

К-г — колея тележки.
Длина скоса моста

с = (0,1...0,2)1 = 0,115 - 16 500 « 1900 мм.

При симметричной конструкции количество панелей должно
быть четным.

По верхнему поясу принимаем п = 14; тогда длина панели
,	16 500 |ппп

с1 = —п- ~ 1200 мм.

14

Определение нагрузок. Вес настилов, механизма передвижения,
троллей, связей между главной и вспомогательной фермами при-
нимаем в пределах 7... 10% от веса крана исходя из рекомендаций
распределения погонного веса:

, =	= 23^0,1 = 0 139 тс/м

Вес концевых балок принимаем в пределах 1...2тс.

В данном примере = 1,2 тс.

Тогда погонный вес главных и вспомогательных балок

_	_ 23-0.! .23-1.2_ тс/м.

1	Ь	1о,Э

Погонный вес главных ферм

= (0,55 . .. 0,7) = 0,62 - 1,2 = 0,74 тс/м.

Погонный вес вспомогательных балок

= (0,3 .. . 0,45) «у = 0,41 • 1,2 = 0,49 тс/м.

С учетом коэффициентов толчков погонный вес одной главной
балки

Л Мг 1,1’0,74	,

7г	~ °’41 тс/м-

Погонный вес одной вспомогательной балки

Сила давления ходового колеса тележки

Р Р /> С । бг 1 о 12 500 . 4800 1П-Л л

П = к = кду + у = 1*2—Г" + ~Г = 4950 КГС'

Инерционные нагрузки, действующие поперек моста:
от массы моста

л __ /^Кр ^К. б\ л < _23 — 1,2 п . п 1 ОП /

ь ] 0,1 —	• 0,1 — 0,132 тс/м;

от массы тележки с грузом

= (С + От) о, 1 = (12,5 4- 4,8) 0,1 = 1,73 тс.
Рие. 59. Расчетная схема главной фе мы

Инерционная нагрузка вдоль места(поперек концевых балок)
Р<Н-Ст = (С + От)0,1 = 1,73 тс.

Место приложения сил инерции от массы моста находится на
расстоянии у/7ф = у  1,4 « 0,47 м от верхнего пояса.

Силы инерции:

от массы тележки с грузом, действующей поперек моста па
горизонтальные балки,

_г р<э+ст 1,73 п .оо
^с+От 4 — 4	0,433 тс,

то же поперек концевых балок

У-Г/+Л

е-щ/2

Ц-1/,

Вги,

Л

____

——Й^нуи/2

С

1/еоц>..

4~У

йивввм

в,-и,

РиСО. Линии влияния

0,433 тс.

Расчет главной фермы.
Определим усилия в эле-
ментах главной фермы по
расчетной схеме (рис. 58,
59).

Наибольшее усилие в
стержнях фермы вычислим
по линиям влияния (рис.
60).

Линии влияния пред-
ставляют собой графиче-
ское изменение усилия в
искомом стержне 1191. Для
построения линии влияния
усилия в каком-либо стер-
жне выражаем усилие в
этом стержне от действия
подвижного единичного
груза па основании урав-
нений статики.







:и




Строим линии влияния усилий в стержнях нижнего и верхнего
поясов, в раскосах и стойке.

Стержень С7 — {/-' • Проведем сечение через стержни В7 — Вв,
у — В% и (]7 — 1^' . Для определения усилия в стержне нижнего
пояса воспользуемся моментной точкой В8, в которой пересекаются
два других рассеченных стержня, и рассмотрим равновесие систе-
мы

— (1/7 — </г) й +	= О,

где М1 — момент относительно точки В3 всех сил, расположенных
слева от нее.

При этом принимаем, что стержень нижнего пояса растянут, по-
этому М1 взят со знаком плюс.

Тогда	С/7—=

Поскольку высота фермы Л постоянная величина, то линия влия-
ния усилия в стержне соответствует изменению значения Л1Р От-
кладываем в масштабе па оси абсцисс вверх по вертикали под левой
опорой отрезок, равный отношению расстояния от моментной точки
до левой опоры к высоте фермы 1/2Л, и соединяем его верхнюю точку
с осью абсцисс под правой опорой.

Аналогичным образом строим отрезок под правой опорой и сое-
диняем его с осью абсцисс под левой опорой.

Полученный треугольник характеризует изменение усилия от
единичной силы в стержне {/7 — бу нижнего пояса. Поскольку стер-
жень принят растянутым, то отрезки по вертикали откладываем
вверх и обозначаем линию влияния знаком «плюс».

Максимальное значение ординаты из треугольников равно Ь/4/ц
Умножением значений ординат на величину нагрузки получаем зна-
чение усилия.

Стержень Ве — В3. Сечение оставим то же. За моментную точку
принимаем С7-. Запишем уравнение равновесия системы:

(В. - ВА) 1г + М, = О,
откуда

считая, что стержень сжат.

Точка от левой опоры находится на расстоянии С и смещена
относительно середины фермы.

Отложим в масштабе по вертикали вниз от оси абсцисс под левой
опорой ординату С/к и соединим ее нижнюю точку с осью абсцисс
под правой опорой.

Аналогично построим отрезок величины (С — С)/к под правой
опорой и соединим его нижнюю точку с осью абсцисс под левой
опорой.

Полученный суммарный треугольник представляет собой линию
влияния усилия — В& в верхнем поясе.
Таблица 39

Усилия в элементах главной фермы

Группа элементов	Обозначение элементов	Ординаты линий влияния			Площади линий влияния			Усилия от расчетных нагру- зок, тс		
		^1/^4		2.У	Н-щ	—0)	1<ъ	(7рЬо1		суммар- ное
Верхний пояс	— ^2	0	0	0	0	0	0	0	0	0
	— В±	—1,27	—1,1	—2,37	—	11,4	—ил	—4,7	—12,4	— 17,1
	5д — 5Й	—2,31	—1.0	—4,21	—	20,1	—20.1	—^,2	—22,3	—30,5
	— йя	—2,75	—2,14	—4,89		23,6	-23,6	—9,7	—25,7	—35,4
Нижний пояс	У1-Уя	+0,8	+0,7	+ 1,5	6,6	—	+ 6,6	+2.9	+ 7.9	+ 10,8
		+ 1,79	+ 1,44	+3,23	14,8	—	+ 14,8	+6,1	+ '17,0	+23,1
		+2,73	+2,18	+4,91	22,5	—	+22,5	+9.2	+25,8	+35,0
		+2,92	+2,33	+5,25	24.1		+24.1	+9.9	+27,6	+37.5
	•		/  1	।	1	1	1	)		1	
Раскосы	I ^-в,	—1.24 +0,0	— 1,09	—2,33 0	—	10,2	—10,2	—4,2	-12,2	— 16,4
	в3—и3	+1,11  —0,08	+0,98	+2,09  —0,08	8,5	—	+8,5	+3,5	+ И,0	+ 14,5
	и,-в.	— 1,04  +0,18	—0,88	— 1,92 +0,18	—	7,1	—7,1	—2,90	-10,1	—13,0
	вЛ-иь	+0,94  —0,28	+0,82	+ 1,76  —0,28	5,4	—	+5,4	+2,20	+9,3	+ 11,5
	и,~вЙ	—0,85  +0,37	—0,69	—1,54 +0,37	—	3,9	—3,9	—1.6	—8,1	—9,7
	в.-и,	+0,75  —0,47	+0,66	+ 1Л1  —0,47	2.3	—	+2.3	+0.9	+7,4	+8.3
	и,-ия	—0,66  + 0,56	—0,50	—Ы6 +0,56	—'	0,83	—0,83	—0.3	—6,1	—6,4
Усилия в стойках V		+ 1,0	0	+ 1.0	”—	—1.2	—1,2	- 0,5	-6,4	—6,9
опорные реакции /?$		+ 1	+0,9	+ 1.9	+8.25	—	+8.25	+3,5	+ 10,0	+ 13,5
Стерясенъ 1}х — (73. Сечение проводим через стержни В3 —Вя,
В2— ^з>	За моментную точку принимаем В2.Опускаем

перпендикуляр из точки В2 на стержень I/± — (73 и составляем урав-
нение равновесия системы, приняв, что стержень растянут,

—	- и3)/гх + Л13 = О,

откуда

^-^ = ^7-

Моментная точка удалена от левой опоры на расстояние т^. Оп-
ределяя ординату для построения под левой опорой аналогии-
но строим линию влияния.

Стержень В3 — 1/3. Сечение оставляем прежним, За моментную
точку принимаем 013 в которой сходятся оси двух других стержней.

Уравнение равновесия системы

(В2 — С/3)Л2 — М. = О,

откуда

Ординаты для построения линии влияния, равные отношению
расстояния от моментной точки до опоры к величине перпендикуля-
ра от моментной точки до продолжения стержня, соответственно за-
пишем:

(т0 +	<*) ср (тй +	а) со 5 ср *

Отложив их длины в масштабе, получим искомую линию влияния.

Аналогичным образом строят линии влияния для других стерж-
ней поясов и раскосов.

Стойка ВА — {75. Она может быть нагружена только при распо-
ложении нагрузки на участке ВА — Максимум соответствует
расположению нагрузки над стойкой—ордината равна единице.
В точках ВА и Ва ординаты равны нулю.

Определяя последовательно величины ординат под подвижной
нагрузкой при перемещении тележки с определенной базой и сумми-
руя их, а также суммируя площади линий влияния и умножая соот-
ветственно на величину сосредоточенной и распределенной нагрузок,
определяем суммарные усилия в стержнях. Результаты сведем в
табл. 39.

Поскольку грузовая тележка передвигается по верхнему поясу,
то возникнет усилие от местного изгиба пояса при расположении
тележки между узлами фермы (рис. 61 \ Верхний пояс рассчиты-
вают как неразрезную многопролетную балку.

1л0
Рис. 61. Схема
определения усилия
от местного изгиба

Рис. 62. Расчетная схема горизонтальной
фермы

Приближенно можно рассчитать момент, изгибающий пояс, по
формуле.

М,=^ = ^-^1 тем.	(2-Ю)

Расчет горизонтальной фермы. Расчетные усилия Л5+окр =
= 0,433 тс; <?С1<р = 0,132 тс 'м.

Определим изгибающий момент фермы от распределенной и со-
средоточенной нагрузок согласно расчетной схеме (рис. 62):

ллг —	।	(  [М =

—	8 -Г	2	\2	4/

ОД 32 * 16,5г , 0,43/16.5	1,б\ с 1П

= •---8----+ -^-^-т-т) = 6,19тС-М.

(211)

Местный изгибающий момент от горизонтального давления хо-
довых колес тележки, расположенной одним колесом посередине па-
нели,

рг
л жг (24_^кр /	0,43	1,2 л «л

Л1М= —= — • ~- = 0,13тс-м.	(242)

Усилие в поясе (общее)

/д ДУ А1н + Л4«	6,19 + 0,13	, ...

(Ъ6 — Ве) = —-—— =----------= 3,16 тс.

Реакция опоры

Рг _ ?°крЛ Г ог	0.132 • 16,5 , _

Е = -~2~ + Лэ+скр = ----2---- + °-43 =

= 1,52 тс.

Усилие в опорном раскосе (рис. 63)

^“^^р”1-52®-1’75®	<243>

где	Рис. 63. Схема

определения уси-
лия в опорном
раскосе

9
соз Р = ~ = 0,87.
Раскосы и стойки горизонтальной фермы выбираем из условия
максимальной гибкости = 150.

Длина раскоса

/р - К1125*+ 2000* = 2300 мм;

радиус инерции (минимальный)

1 -230 I СО Л

ГтЗп = 5“ = -ГГ7Г- = 1,53 СМ,	(244)

ЛП1ах 1оУ

где р— коэффициент длины [11];

р = 0,5 — оба конца стержня заделаны;

р = 0,7 — один конец заделан, другой на шарнирной опоре;

р = 2— один конец заделан, другой свободен, для стержней
сварных ферм р = 1;

Атэх=150 — принятая максимальная гибкость стержня.

Предельно допустимые значения гибкости стержней, нагружен-
вых осевой силой, приведены в табл. 40.

Таблица 40

Предельно допустимые значения гибкости

	Элементы конструкции	Хтах Для стальных стержней	
		при сжатии	при растяжении
	Главные фермы:		
	ст ср ж ни поясов и опорных рас-		
	косов	120	150
	остальные элементы	150	180
	Вспомогательные фермы:		
	стержни поясов и опорных рас-		
	косов	150	200
	остальные эл ем е и ты	250	300
1	Из условия устойчивости (?. =	150) требуемая площадь попереч-	
	кого сечения раскоса		

^т₽ — <р [а] — 0,32  2100 “ 2,6 См2,	(245^

По этим данным выбираем два уголка 40 X 40 X 3 (рис. 64) об-
щей площадью поперечного сечения Е = 4,7 см2 и минимальным
радиусом инерции гт]П = 1,55 см.

Гибкость раскоса

л-ЕзШгЗ. =	_ цио _ и8 160 = х (246)

I []	гпнп Ь55

у	Напряжение в раскосе

Рис. 64. Сечение	а = ^ =	=1128 кгс/см8. (247)

раскоса	<[Г	0,33  4,7
Для раскосов горизонтальной фермы по
плошали поперечного сечения достаточно
было бы уголка 50 X 50 X 3 с Г = 2,96 см2.
Но тогда гтт — 1 иХ — 230 > 150.

Выбор сечений главной фермы. Расчет-
ные максимальные усилия в верхнем поясе:
в вертикальной плоскости

— Вв = —35,4 тс; Л1и = 1,05 тс-м;

Рис. 65. Схема верхнего
пояса

в горизонтальной плоскости
р<?+бир = 1 >73 тс; ^кр = °.132 тс/м.

Верхний пояс. Принимаем сечение верхнего пояса одинаковым по
всей длине. Поскольку для остальных сечений верхнего пояса на-
грузки меньшие, то, следовательно, по ним не будем подбирать се-
чение.

Необходимая площадь поперечного сечения

г?	- ^8	$$ 400 ОО 7	2

= Ч> ' 0,5-2100 = 33,7 СМ ’

(248)

где ср = 0,5 — коэффициент уменьшения расчетных напряжений
принят ориентировочно [21, 111;

[о] = 2100 кгс/см2 — допускаемое напряжение.
Принимаем сечение верхнего пояса из двух листов (рис. 65):

горизонтального » х 6 = 180 X 10,
вертикального / X Я == 180 х 10.

При выборе сечения верхнего пояса следует учитывать, что от-
ношение ширины листа к его толщине должно быть в пределах 15...
20. Сечение верхнего пояса можно выбирать и других типов (рис.66).

Площадь принятого сечения верхнего пояса

Гв. п = 2 • 18  1 = 36 см2.

Положение центра тяжести сечения (рис. 65)

1 • 18 (9 + 0,5)	. Г

--------------- = 4,6 см.

37,4	’

(249)

Рис. 66. Типы сечений верхнего пояса
Статический момент принятого сечения относительно ссей
-Г — X, и у —у.

/х =	4- 26// =	4-2-1.18.4,62 = 1247 см4;

, 6Р 1 • 183 .сс 4

/» = -,2 = ~12~ = 486 см •

Радиусы инерции:

г- = |/ У™ - 5'э см; <250>

'• ~	= У“= 3'67 “	<251>

Гибкость верхнего пояса и коэффициент понижения напряже-
ний:

= -^ = ~ = 20,3; <Рх = о,96;

^ = -^ = — = 32,6; ф« = 0,93.

у Гу о,Ь7	1 у *

Моменты сопротивления сечений для волокон точек а и б
(рис. 65):

= у =Т?=211СМ’;
гх	о,У

= =	= 133 см3.

* Гу 3,о7

Напряжение в волокнах пояса

Г^гпах —’

(Вв-б8) + (5,~Ве)'
Ф^в. п.	1Г“ "Г

35 400 + 3160
0,93 • 36

105000 . 13000 1Тм^О1пл / 2 тст
“2П—I" Лзз" = 1714< 2100 кгс'см2, (252)

где ср = 0,93 — для гибкости стержня X — 32,6.

Нижний пояс. Расчетное усилие (7? —	— 37,5 тс.

Сечение нижнего пояса принимаем из двух уголков.

Площадь нижнего пояса:

гтр =	= 17,85 см2.	(253)

Принимаем два уголка 75 X 75 X 7 площадью поперечного се-
чения Р — 20,2 см3.

Напряжение в нижнем поясе

Стах =	= 1856 < 2100 кгс/см2. (254)

Раскосы. Расчетное усилие опорного раскоса I/, — Вг =
= —16,4 тс.
Площадь поперечного сечения (задаемся К = 90, <р = 0,69)

р -	_	^400 _ 1 , о гмз

тр “ Ф Н ~ 0.69 • 2100 ~ 11 ’	•

(255)

Принимаем два уголка 63 X 63 X 4 площадью поперечного се-
чения Г = 9,92 см2, минимальным радиусом инерции гт1п — 1,95 см.

Гибкость раскоса

Хт„^^-=т| = 68; ф = 0,82,

ГШ1П

где 1Х = К0,72 + 1,125* - 1,33 м.

Напряжение в опорном раскосе

ат« =	= 2020 < 2100 КГС/см2-	(256)

Расчетное усилие раскоса	= 14,5 тс.

Площадь поперечного сечения

»	__ ^2 - ^3

14 500

2100

= 6,9 см2.

Принимаем два уголка 50 X 50 X 4 площадью поперечного се-
чения Р = 7,78 см2.

Напряжение в раскосе

1^2 — 1^3	14 оОО , А	гл 1 МГЛ	?

Стах = — р - =	1870 < 2100 КГС см3.

Расчетное усилие раскоса — В1 = —13 тс.
Площадь поперечного сечения

р „Уд — Яд _	13 000

Гтр“ Ф [а] “0,6*2100“

10,3 см2.

Принимаем два уголка 63 X 63 X 5 площадью поперечного се-
чения р = 12,26 см2, минимальным радиусом инерции гП1|П =*
= 1,94 см.

Гибкость раскоса

ХП1ах = А = г5 = 96< ф = 0,64,

ГЩ1П

где	1Х = У120® + 140® = 185 см.

Напряжение в раскссе

У 2  	13 000	|РГ- о 1 ПП	2

^гпах	0,64 * 12,26	16о7	2100 КГС СМ •

Раскосы	Вс — С/7 рассчитываем аналогично В2 — (73;

(/7 — Вя — аналогично (73 —

Результаты сведены в табл. 41.
Таблица 4/

Значение усилий и раскосак

Обозначен не раскоса	Расчетное усилие, тс	Тип сечения	Площадь  1 сечения, см"	Напряжен ия в раскосе, кгс/см ‘
—С/5	Н.5	22.50 X 50 X 3	5,92	1940
	—9,7	22.56 X 56 X 4	8,76	2090
	8,3	2 2 40 X 40 X 3	4,7	1770
С/7 —’ 2?8	—6,4	2 2 45 X 45 X 4	7,96	1780

Стойка Расчетное усилие У = —6,9 тс.

Площадь поперечного сечения

г?	У	6900 а 7	2

7тр ~ ф [о] ~ 0,7 • 2100 ~ 4,7 СМ 

Принимаем два уголка 45 X 45 х 4 площадью поперечного се-
чения Г = 7,96 см2, гши — 1,38 см.

Гибкость стойки

хтах=-^ = юо; ф = о,6.
гпИп газ

Напряжение в стойке

|	~ 0 6^ Г7 96 =	< 2100 кгс/см2.

Расчет вспомогательной фермы. Погонная нагрузка на вспомо^
гательную ферму = 0,27 тс/м. Сосредоточенная сила от электро-
I оборудования и инструментов, принятая посередине пролета,
Р — 0,3 тс.

Расчетная схема вспомогательной фермы аналогична схеме глав-
ной фермы (рис. 67). Определяем опорные реакции

11751125	Ю‘1?00-!2(т	11251125

| Рис. 67. Расчетная схема вспомогательной
фермы

Изгибающий момент по-
середине пролета

ми = ^+^ =

8	4

0,27 • 16,5?	0,3 . 16,5

—	8	~	4

= 10,37 том.
Усилие в поясах фермы

„ Ми 10,37	- ,П7 Л

5 = ^ = — = 7,407 тс.

Усилие в опорном рас-
косе вспомогательной фер-
мы (рис. 68) определяем
графически по направлени-
ям раскоса и стержня ниж-
него пояса. Усилие в рас-
косе равно 2,5 тс. Необхо-
димая площадь поперечно-
го сечения верхнего пояса

Рис. 68. Схема определения усилия в опор-
ном раско е вспомогательной фермы

5	7407

ф [о] ” 0,7 . 2100

™ 5,04 см2.

Выбираем два уголка 45 X 45 X 4 площадью поперечного се-
чения Г = 7,96 см2 с минимальным радиусом инерции гтщ = 1,23 см.

Гибкость верхнего пояса

Х = Л =^= Ю8, <р = 0,53.

ГГП111

Напряжение в верхнем поясе
5	7407

°тах — ((Г — 0,53.7 06 -

1756 < 2100 КГС СМ2.

Нижний пояс принимаем также из двух уголков 45 X 45 X 4.
Площадь раскоса

. _	2500

тр ~’ 0,7 • 2100 —

1,7 см4.

Принимаем уголок 45 X 45 X 3, Р = 2,35 см2, гт1п= 1,23 см.
Гибкость стержня

Ь = у|| = Ю8; <р = 0,53.

Напряжение в раскосе

2500

°тэх 0,53 • 2,35

= 2010 < 2100 кгс/см3.

Остальные раскосы и стойки принимаем из уголка 45 X 45 X 3.
Динамика металлических конструкций кранов. В процессе ра-
боты крана в переходных режимах металлоконструкция подвер-
гается колебаниям и в ней возникают кроме статических и инерци-
онных дополнительные напряжения, изменяющиеся по гармониче-
скому закону.

Динамические нагрузки в металлоконструкциях крана при
подъеме груза с земли и нарастании усилий во времени по прямоли-
иейному закону могут быть оценены, как это было изложено выше,
коэффищ 1ептом динамичности

81л л

Лд= 1 +-----(257)

-о-

т

где /о — время нарастания нагрузки на металлоконструкцию мос-
та;

Т — период колебаний конструкции моста,
_	Г т,_ тг

Т-2л|/ -ис \	(258)

Динамические параметры упрощенной расчетной схемы «мост —
груз»:

тк — приведенная масса крана (конструкции моста и тележки);
тг — масса поднимаемого груза;

— жесткость конструкции моста.

Приведенная масса крана
/П’к ==~ 0,5/71м Ч- Ч~"

ты — масса металлоконструкции моста;

тТ — масса крановой тележки;

тп — масса механизма передвижения крана.

Жесткость конструкции моста

уст — статический прогиб моста,

^ст = 2 Явй ’

Ь — пролет моста;

Е — модуль упругости материала моста;

У — момент инерции сечения ездовой балки моста относительно
горизонтальной оси.

Если продолжительность нарастания нагрузки /0 > 0,5 Т (как
это имеет место на практике), формулу (257) можно записать так:

(260)

Время нарастания нагрузки на мост определим по формуле

=	(261)

где ц, —скорость отрыва груза от земли;
у. — статическое удлинение каната,
. _ %
Аст~ АА’

(262)

/ — длина ветви каната;

2 ___число ветвей канатного полиспаста;

рк___площадь сечения проволок каната;

Ек — модуль упругости каната.

Зная все исходные данные и подставляя в формулу (260) выраже-
ние для периода колебаний (258), окончательно получаем динами-
ческий коэффициент с учетом колебательных нагрузок при пуске
механизма подъема

тк + т,

(263)

Как видим, значение динамического коэффициента при прочих
равных условиях зависит от скорости подъема груза.

С увеличением гузоподъемпости крапов скорость подъема умень-
шается, а следовательно, снижается и динамический коэффициент.

При торможении опускаемого груза

Йд = 1 + ~г	1 .

I Я ^ст)

Динамический коэффициент при пуске привода, как правило,
больше, чем при торможении.

Примерные значения коэффициентов Ад = 1,05.., 1,3; период
колебаний крановых мостов Т = 0,2...0,3 с.

§ 7. Расчет электроталей

Электрические тали предназначены для выполнения погрузочно-
разгрузочных и транспортных операций. Они перемещаются по ниж-
ней полке двутаврового монорельса. Электротали изготовляют гру-
зоподъемностью 0,25; 0,5; 1; 2; 3,2; 5 тс (прил. ЬХХШ, ЬХХУ).

Электроталь грузоподъемностью 0,25 тс передвижная, имеет две
неприводные двухколесные тележки; барабан пепарезной с трех-
слойной навивкой каната, один дисковый электромагнитный тор-
моз и ограничитель подъема крюка.

Электрические тали грузоподъемностью 1; 2 и 3,2 тс по конструк-
ции аналогичны. Имеют механизм подъема с электродвигателем,
встроенным в нарезной барабан, два тормоза — один дисковый гру-
зоупорный, другой — колодочный электромагнитный и огра-
ничители подъема и спуска крюка; механизм передвижения с двумя
двухколесными шарнирными тележками, из которых одна при-
водная.

Электрические тали грузоподъемностью 5 тс отличаются в ос-
новном от рассмотренных тем, что имеют две приводные четырех-
Колесные тележки.

Конструкция механизма подъема груза электроталей грузоподъ-
емностью 1; 2; 3,2 и 5 тс представлена на рис* 69, а. В нарезной
барабан 6 встроен электродвигатель Р, к которому ток подводится
щетками через кольцевой токосъемник 7. Редуктор 13 двухступен-
чатый, имеет две пары прямозубых цилиндрических колес 5 и полу-
чает вращение от электродвигателя при помощи шлицевого соедине-
ния 10. Вал проходит через полую зубчатую муфту //, соединяющую
выходную шестерню редуктора с барабаном. Полость редуктора от-
деляется от мотор-барабана резиновым манжетным уплотнением 12.
Смазываются зубчатые передачи разбрызгиванием масла при погру-
жении зубчатого колеса, соединенного с быстроходной шестерней,
в масляную ванну.

Нормально замкнутый колодочный тормоз 3 с длин неходо-
вым электромагнитом является стопорным, отрегулированным
на тормозной момент с требуемым запасом торможения. Тормоз-
ной шкив установлен на консольной части быстроходного вала
редуктора.

Редуктор обдувается воздушным потоком, создаваемым цен-
тробежным вентилятором 4,
——	крыльчатка которого при-

креплена к тормозному
шкиву.

Вторым тормозом механиз-
ма подъема является грузо-
упорный тормоз с тормозными
дисками 2 и храповиком /,
установленный на промежу-
точном валу редуктора и по-
груженный частично в масля-
ную ванну. Диски изготовле-
ны из фрикционных материа-
лов, обеспечивающих дли-
тельную работу в масле Этот
тормоз плавно спускает груз
примерно со скоростью, рав-
ной скорости подъема, а так-
же снижает динамические на-
грузки при остановке меха-
низма подъема с грузом*

С другой, торцовой сто-
роны барабана расположен
шкаф 8 с электроаппаратурой,
являющийся противовесом
для редуктора. Здесь разме-
щены пускатели механизмов
передвижения и подъема, ко-
нечные выключатели подъема
и спуска крюка.

Рис. 70. Приводная тележка электротали:
а — кинематическая схема;
Рис. 70.

6— конструкция
Приводная шарнирная тележка электроталей грузоподъсмло-
стыо 0,5; 1,2 и 3,2 тс показана на рис. 70, б. Она состоит из двух
приводных колес 3, получающих вращение от электродвигателя /
через цилиндрические зубчатые передачи двух вертикальных щеко-
образных редукторов 4. Один из редукторов приводится во враще-
ние от трансмиссионного валика 2.

Выполним расчет электротали при следующих исходных данных:
грузоподъемность электротали 0 = 3.2 тс, высота подъема Н ==
= 6 м; длина пролета 16,5 м, скорость подъема груза у — 0,134 м/с,
скорость передвижения тали — 0,334 м/с, скорость передви-
жения моста ок - 0,667 м/с, режим работы механизмов — сред-
ний, ПВ = 25%, ток переменный, напряжение 380 В.

1. Расчет механизма подъема электротали. Кинематическая
схема механизма подъема представлена на рис. 69, б. Для электро-
тали грузоподъемностью 3,2 тс принимаем простой полиспаст крат-
ностью и = 2 и крюковую подвеску с блоком на подшипниках
качения.

Усилие в канате
с 0 _ 3200
5 ~ ш)п “ 2 • 0,98 ” 1630 КГС»

где т|п = Пб = 0,98.

Разрывное усилие каната

5Р = лк5 > 5,5 « 1630 = 8965 кгс,

где п* = 5,5 — запас прочности каната при среднем режиме рабо-
ты (табл. 11).

По таблице прил. I (ГОСТ 7665—69) выбираем канат типа ЛК-3
конструкции 6 X 25 + 1 о, с. диаметром с/к = 13 мм с разрывным
усилием 9075 кгс.

Фактический запас прочности каната

н. — -^75 — 5 57

"^“ 1630

Наименьший диаметр барабана по дну канавок

Г>б = с!к(е — 1) = 13(20 — 1) = 247 мм,
где с = 20 — коэффициент, принимаемый по табл. 12.

У серийно выпускаемых электроталей электродвигатель подъе-
ма встроен в барабан, образуя мотор-барабан. Поэтому размеры
барабана принимаются конструктивно, но не менее минимально до-
пустимого значения. У электротали грузоподъемностью 0 = 32С0
кгс диаметр барабана по дну канавки равен 277 мм.

Фактическое значение коэффициента

е =	= тГ = 22,3.

ак 13	1
Количество рабочих витков каната на барабане

Иа	6 • 2	_ 1

гР = я^б + <) “ 3.14 (0,277 4- 0,013) ~

Общее количество витков на барабане

г = гр + гд= 14 + 2 = 16,

гце гд = 2__количество запасных витков, которое остается на ба-

рабане при спуске груза на полную высоту.

Длина нарезной части барабана

Ь = г1 = 16  15 = 240 мм,

где I =. 15 мм — шаг винтовой нарезки канавок на барабане.

У электроталей с продольным расположением барабана относи-
тельно монорельсового пути (прил. ЬХХ1V) один конец каната кре-
пится в кольцевой канавке барабана тремя специальными стопор-
ными винтами. Другой конец закрепляют клиновым соединением на
сварном кожухе.

У электроталей поперечного исполнения (барабан относительно
монорельсового пути расположен поперек) оба конца каната кре-
пят специальными стопорными винтами в кольцевых канавках обоих
фланцев барабана. Электротали поперечного исполнения имеют
сдвоенный двукратный полиспаст (прил. ЬХХУ).

Статический крутящий момент на валу барабана при подъеме
груза

5(Я	1630.0.29*1	О/11

Л1Й =-----— = - 2.0>98	= 241 кгс • м.

где а = 1 — количество ветвей каната, закрепленных на барабане.
Частота вращения барабана

_	60у«	60 - 0,134 . 2	.

Пб л(Об + <у ~ 3,14-0,29 ~17.66мин •

Расчетная мощность электродвигателя
дг _ 0»	3200 - 0,134	. _о с

р 1021]м	102 -0,88 —4,/8 кВт,

гдетщ = 0,88 — общий к. п.д, подъемного механизма, равный про-
изведению к. п. д. полиспаста, барабана и редуктора.

Выбираем короткозамкнутый асинхронный электродвигатель ти-
па АОС-51-4 мощностью /V = 4,5 кВт, п = 1335 мин-1 {со =
= 139,5 рад/с):

^-х = 2,3, 7Р = 0,00509 кгс-м-с4,
'"‘к

У выпускаемых электроталей в барабан встроены узлы электро-
двигателя АОС-51-4 мощностью 4,5 кВт и п = 1335 мин- \ образуя
узел электротали мотор — барабан.
Необходимое передаточное число редуктора
п 1335	7~ р-д

«р = — = ттТТ = 75, 59.
р пб 17,66	’

Редуктор электротали двухступенчатый (ряс. 69, о). Передаточ-
ное число первой ступени

« 159	«I с

«1 =	= -гг = 11136,

1 гх 14

второй ступени

2!|	87 л» 7

г; = тз = 6'7-

Фактическое передаточное число

иф= 11,36-6,7 = 76,1.

Фактическая скорость подъема

= V “Л. = 0,134 5^ = 0,133 м/с.

ф "Ф	'6.1

Номинальный крутящий момент па промежуточном (тихоход-
ном) валу

Мб 241

М2

и2т|3	6,7 • 0,975

= 36,9 кгс*м,

где т)з = 0,975 — к. п. д. зубчатой передачи одной ступени.

Номинальный крутящий момент па быстроходном валу

..		241	о оо

Л"11   Т   “7?	• -Д гг-уей ‘  3.33 КГС'М.

«1^3	11,36 - 6,/ - 0,975?

Расчет закрытых зубчатых передач производят на выносливость
по контактным напряжениям и на прочность зубьев при изгибе [281,
Выполняют тепловой расчет редуктора с вмонтированными в него
тормозами.

Зубчатые колеса редуктора механизма подъема изготовляют из
материала сталь 45 и подвергают термообработке до твердости НВ
241...277.

Определение времени пуска и торможения двигателя электро-
тали при подъеме и опускании груза, расчет на прочность барабана
и элементов крюковой подвески производим по методу, изложенно-
му выше.

Схема колодочного тормоза представлена на рис. 71, Рычаги 6
тормоза выполняют функции тормозных колодок, к которым прикле-
паны фрикционные накладки 5. Две рабочие пружины 1 надеты на
специальную шпильку, которая проходит через отверстия на кон-
цах рычагов. Регулировочные винты 2 закрепляют гайками в тре-
буемом положении. Между головками винтов расположен расторма-
Рис. 71. Колодочный тормоз:
а — конструкция; б — расчетная схема

живающий палец рычага 4, второй конец которого шарнирно при-
креплен к якорю электромагнита.

При включении электродвигателя якорь электромагнита о втя-
гивается в ярмо и соединенный с ним рычаг поворачивает расторма-
живающий палец. При выключении электродвигателя затормажи-
вание происходит под действием усилия рабочих пружин. Между
лопаткой растормаживающего пальца и регулировочными винтами
предусмотрен зазор 0,5...0,6 мм для нормальной работы тормоза.

Тормозной момент определяют с учетом коэффициента запаса
торможения кт по формуле

Л1Т = АТМ1 = 1,25 - 3,33 = 4,16 кгс - м,

где Ат = 1,25 —для механизма подъема электротали с двумя тор-
мозами.

Нормальная сила давления колодок на тормозной шкив

А,	4,16	о

№ /О 0,42  0,17 “ КГС’

где [ = 0,42 — коэффициент трения вальцованной ленты по чугуну
и стали (табл. 19);

О = 0,17 м — диаметр тормозного шкива.

В соответствии с уравнением моментов сил относительно шарнира
(рис. 71,6) при нормально замкнутом тормозе определяем силу пру-
жины, действующую на каждый из двух рычагов,

Р„ = «Л = 58,32^ = 26,3 кгс,

где /х = 105 мм и 12 = 245 хмм в соответствии с рис. 71;

т] = 0,95 — к. п. д, рычажной системы.

Усилие размыкания

Усилие электромагнита

р  ।	___ 28*5 • 15 .пл Ор игг

1г\ + 2 ” 225 • 0,95 ’ 0,2	*2 ГС’

где Ор = 0,4 кгс — вес рычага, соединяющего якорь электромагни-
та с размыкающим пальцем.

Работа, производимая силой нажатия колодок на тормозной шкив,

Д — 2ЛГе _ 2.58,3 • 0.С6

Л “ Т] ”	0,95

= 7,36 кгс*см,

где б - 0,6 мм — величина зазора при отходе колодок.
Ход электромагнита

I /1-Нз /	0,6-215 225 1О .

Л = е^-7—3 -V = -75=----77 = 18,4 мм.

*х л 105	15

В соответствии с величиной Рм выбирают тормозной электромаг-
нит. На величину хода Л регулируют электромагнит серии МИС
(прил. ЬХХУ!) или серии МТ,
Осадка рабочей пружины тормоза при рабочей нагрузке Р,
=» 26,3 кгс

л 1	Рн	26,3 д гур

Ып = -^ = дд= = 6,66 ММ,

где о = 3,95 кгс/мм — жесткость пружины.

Наибольшая величина давления на тормозных обкладках из
вальцованной ленты

Р =

У
^об^об

9,1  3,0 ~ 2,14 кгс см%

где /об = 9Д см — развернутая длина обкладки;

Ьоб = 3,0 см — ширина обкладки.

Грузоупорный тормоз установлен на втором (тихоходном) валу
редуктора (рис, 72). Тормозной диск 4 посажен на валу на шпонке,
а шестерня 2 навинчена на трехзаходную трапециевидную резьбу
вала. На цилиндрическом выступе тормозного диска помещен храпо-
вик <3, с обеих сторон которого находятся фрикционные кольца Л
Храповик и фрикционные кольца могут свободно вращаться на вы-
ступе диска. При выключении электродвигателя вал-шестерня под
действием груза ввинчивается в шестерню, зажимая при этом хра-
повик с фрикционными кольцами между тормозным диском и тор-
цовой поверхностью шестерни, поворачивая собачку 5 до упора ее
в зуб храповика. Механизм подъема застопорен, и груз удержива-
ется на весу. При включении двигателя на спуск шестерня вывинчи-
вается с вала и освобождает фрикционные кольца до такого положе-
ния, при котором происходит притормаживание, что не позволяет
валу-шсстерне под действием груза вращаться со скоростью, боль-
шей скорости вращения навинченной на него шестерни.

При включении двигателя на подъем груза храповик и фрикци-
онные кольца зажаты между шестерней и тормозным диском. Тор-
можения нет, так как собачка выводится из зацепления с храпови-
ком.

Угол подъема трехзаходной резьбы тормозного вала

*еа =	= °.,74.

° ласр 3,14-44

а- 10°,

где «З = 3 — число заходов резьбы;

,	50 Т*38	.д	ч

аСр = —о— = 44 мм — средний диаметр резьбы;

/ = 8 мм — шаг резьбы.

Осевая сила, возникающая при торможении и зажимающая фрик-
ционные кольца тормоза,

<__	3690	0940

Л ~ * 18 (а + Р) + /«с “ 2.2 <612° 4-0,12.9,25 ~ 2,340 КГС’

где г = 2,2 см — средний радиус винтовой резьбы;

р = 2...3° — угол трения в резьбовой паре при работе в мас-
ляной ванне;

/ = 0,12	— коэффициент трения вальцованной ленты по ста-

ли в масле;

7?с = 9,25 см —средний радиус поверхности трения.

Тормозной момент грузоупорного тормоза

М2т = МЯс" = 0,12  2340  9,25  2 = 5195 кгс * см, (266)
где п = 2 — число пар трущихся поверхностей.

Тормозной момент должен удовлетворять следующему условию:

Л^2т‘^ ктМг — 1,25 • 3690 = 4613 кгс - см.

Условие выполнено.

Грузоупорный тормоз в электротали используется в качестве вто-
рого тормоза механизма подъема, поэтому коэффициент запаса тор-
можения принимается равным 1,25.

Надежность удерживания груза в подвешенном состоянии обе-
спечивается при соблюдении зависимости

[ЯеП > [Г (а 4- р) + IV	(267)

В рассматриваемом случае

!Ксп = 0,12- 9,25- 2 = 2,22;

(г (а 4- р) 4- Ш Пэ = (2,2 • 0,2126 + 0,12.9,25) 0,975а = 1,5.
Движущийся вниз груз остановится при условии:

(а 4- р)<;,	(268)

Нб (а + р) = 2,2- 0,2126 = 0,468,

= 9,25 • 0,12	= 0.888-

7 А-	’	1,2о

Проверка винтовой резьбы на смятие:

— 4/1

4 - 234В

3,14 (5’2 — 3,82) 4

= 70,6 кгс см2,

где — 50 мм — диаметр наружный винтовой резьбы;

с!в = 38 мм — диаметр внутренний винтовой резьбы;

2=4 — число витков резьбы, воспринимающих нагрузку.

2. Расчет механизма передвижения. Кинематическая схема при-
водной тележки механизма передвижения представлена па рис. 70, а.
Имеются два редуктора — правый и левый, соединенных между со-
бой тремя стяжками. На правом редукторе, являющимся ведущим,
закреплен электродвигатель механизма передвижения. Колеса те-
лежки установлены на выходных валах редукторов. Приводная и
холостая тележки присоединены шарнирно к траверсе, образуя ме-
ханизм передвижения тали.

Полное сопротивление передвижению электротали складывается
из сопротивлений от трения при движении и от уклона пути. Груз
перемещается электроталью по двутавровой балке на расстояние
14,55 м, Допустимый местный уклон (отношение стрелы прогиба
к расстоянию между двумя опорами) а = 0,003.

Сопротивление движению от трения

= МО + Со) = 2,5 (3200 + 470) х
к

2 * 0,С4 + 4  0.015

< X ------------------ — /3 кгс,

где Со = 470 кгс — вес электротали;

Рк = 17,5 см — диаметр ходового колеса; _ г

3”“’ 4 см — диаметр цапфы;

И = 0,04 см — (табл. 27);

( = 0,015	-— коэффициент трения в шарикоподшипниках

опоры;

= 2,5...3 — коэффициент, учитывающий дополнительные
сопротивления от трения реборд и торцов
ступиц ходовых колес (табл. 28).

Сопротивление движению от уклона пути

'= «(<? + 0о) = 0,003(3200 + 470) = 11 кгс.

Полное статическое сопротивление передвижению электротали
(17 — Ц7Т +	= 73 + 11 = 84 кгс.
Статическая мощность для перемещения тележки с грузом

Л/ —	* От— — 0 32 кВт

УУст “ 102г]м “ 102 ♦ 0,85 ~ КЬТ,

где 11н === 0,85 — к. п. д. передачи при полной нагрузке.

Принимаем электродвигатель типа АОЛ 22-4 мощностью =

= 0,4 кВт,

0,000201
Частота

м

п =1410 мин 1 (о) = 147,6 рад с); -—^ = 2,2;

Л1Н

КГС*М-С2.
вращения ходового колеса

„ _ бЭот __ 60 • 0,334 _

"к лОк 3,14 • 0,175 ~ о6,,> МИИ '

Передаточное число редуктора

Фактическое передаточное число редуктора

“₽ = т, ч = 1з • 14 = 36>87-

Фактическая скорость движения тележки

уф = ^-лОк =	3,14  0,175 = 21 м/мин.

и р	/

Номинальный момент двигателя

Л 1 ГГ7Е №	* 0.4 Л о--

Л1Н = 975= 0,277 кгс*м.

Статический момент при нагруженной тележке

I	Л<	84 - 0,175 п

Л1ст. и — 2	2.085.36 87 — 0,23э кгс • м.

Момент электродвигателя при пуске

Мп = 1,5МН = 1,5 - 0,277 = 0,42 кгс - м.

Максимальный момент электродвигателя при пуске принимают
равным наибольшему значению, указанному в каталоге, с учетом
падения напряжения в сети до 10%, т. е.

/0,9^ V

^ = 2,2^4—= 2,2-0,277- 0,81 =0,5 кгс*м.

\ /

Средний момент электродвигателя при пуске

Л11 + Мп 0,5 4-0,42 п

Л4П. ср =--2------ ~^2----= 8,48 кгс>м-
Приведенный момент инерции тележки механизма передвиже-
ния с грузом

Улр = ^р- ш + (,"т+/Л<?) - = 1,2- 0,000251 +

+ш^=°>00277 кгс<ы<с2-

где Ур. ш = УР +	= 0,000201 + 0,00005 = 0,000251 кгс - м X

= 0,00005 кгс  м  с2 — .момент инерции шестерни, за-
крепленной на валу электродвигателя.

Время пуска двигателя

7прш _ 0,00277 . 147,6 _ . „„

/п“Мп.ср-М„.я- 0,46 -0.235	'’О-С-

Путь тележки с грузом за время ее разгона

/п = 1*/п = <Ьр. 1,82 = 0,32 м.

Сила сопротивления передвижению электротали без груза

1^! = 0,03Оо = 0,03  470 = 14 кгс.

Момент сопротивления передвижению электротали без груза

14.0,175	АГ1._

, = 75-= о „„ ’ „ _ = 0,047 кгс- м.

1 2«рПи 2  36,87  0,7

Приведенный момент инерции механизма передвижения без груза

т К2

У пр. X = 6Ур. ш + -Р = 1,2 - 0,000251 +

“рТм

, 47,9 • 0,0875? А АААСС

+ ~6~87~2. (-у- = 0,00056 кгс-м - с-.

Время пуска электродвигателя при незагруженной электротали

.	_ 0.0С056 . 147,6 _ п 0

п * ~~ 0,46 — 0,647 — с-

Путь тележки без груза за время ее разгона

/= ^/п.х = ^0,2 = 0,035 м.

Средние ускорения при пуске механизма передвижения с грузом
и без груза:

а =	= 0,19 м/с2; Ох =	= 1,75 м/с2.
Коэффициент запаса сцепления нагруженной электротали

Лсц ----------—-----------Г> 1,2;

1Г + <С + М^~^)

.	1835-0,20	о

ксц “	/ОЮ 2 ГТ ~2’47,

84.0+(3200 + 470)^-70.0151^)

где Осц = 1835 кгс —суммарная сила давления двух приводных
колес на рельсы (сцепной вес) электротали
с грузом;

ср = 0,20 — коэффициент сцепления колеса с рельсом для
механизмов, работающих в закрытых поме-
щениях;

лк — общее число колес;

л пр — число приводных колес.

Расчет времени пуска двигателя механизма передвижения элект-
ротали производят так же, как и для механизма передвижения мос-
тового крана.

Ввиду того что в рассматриваемом механизме передвижения нет
тормоза, время свободного выбега, с, двигателя определяют по фор-
муле

где АЯСТ Т — статический момент при свободном выбеге привода
тележки, приведенный к валу двигателя, кгс • м.

Механизм передвижения кран-балки рассчитывают таким же спо-
собом, как и механизм передвижения мостового крана. Главную и
концевую балки однобалочного моста рассчитывают от подвижной,
постоянной и инерционных нагрузок аналогично расчету металло-
конструкций мостового крана.

Наибольший допустимый прогиб кран-балки (с машинным
приводом) принимается не более (здесь А—длина пролета).
Монорельсовый путь выполняют из двутавровых балок № 18М,
24 М, 30 М, 36М и 45М согласно ГОСТ 19425—74,

Полку двутавра проверим на местный изгиб от действия со-
средоточенной нагрузки, передаваемой ходовыми колесами Элек-
тр отали, Для проектируемой электротали принят двутавр № 36И,
имеющий следующие размеры в поперечном сечении (рис. 73):
6 ='130 мм, </ = 9,5 мм, 1Г, - 850 см8, а =	= ^зо-э.б =

— 60,25 мм, = 21 мм.

В нашем случае пр и ширине колеса — 52 мм и толщине ребор-
ды у основания &р = 12 мм величина

Ь„ — Ъ	г.9__ то

с = а —	= 60,25 —	= 40,25 мм.

\
Рис. 73. Схема к расчету
полки двутавра на местный
изгиб

Рис. 74 Значения коэффициен-
тов и /?3

Расчетная вертикальная нагрузка на одно колесо тележки

Рк = Лд % +	= 1,2 •	+ ф = 1078 кгс,

где Ссц, От.сц — вес, приходящийся на ведущие колеса соответ-
ственно от поднимаемого груза и веса тележки.

Напряжение от изгиба в корневом сечении полки в плос-
кости хг

, кгрк , 2,3 • 1078	. сго , ,

ох = ± —— = + -	— = ±562 кгс/см2,

'к

где 1г = 2,3 — коэффициент, зависящий от соотношения с!а
(рис. 74).

Напряжение от изгиба в корневом сечении полки в плоскости уг

„	. 0,65- 1078	, 1СЛ . л

°®к = ± —- = ± —тр— = ± 159 кгс/см2,

где к., = 0,65 — коэффициент, зависящий от соотношения с/а
(рис. 74).

Для значений <тх и а^к знак плюс относится к точке А корневого
сечения, а знак минус — к точке Д' того же сечения.
Напряжение от изгиба по свободному краю полки

, кзРк . 0,9- 1078	. соо , .

= ± -5- = ± 1 353  = ±532 кгс/см2,
Чр

где — 1,35 см.

Для значения оу знак плюс относится к точке Б1 на нижней гра-
нице сечения, а знак минус — к точке 5, расположенной на верх-
ней границе сечения полки.

Приведенное напряжение в корневом сечении полки от местного
изгиба

апр = V<&—	= /562г+ 1592 —562- 159 = 500 кгс/см2.

Напряжение не превышает допустимой величины.

При известном изгибающем моменте несущей балки нормальные
напряжения от изгиба

ГТ
а- - •

При учете общего прогиба и местного изгиба приведенное напря-
жение в точке/1 определяют по энергетической теории прочности.
Должно соблюдаться условие прочности

°Л = уг°х + Юк + О,,)2 — 0Х (С,у|< ± ок) [0]л.

Приведенное напряжение у свободного края полки (точка 5)
+ аи С [о]Б-

Для балки, изготовленной из стали СтЗ, принимают ЫЛ =
— 2 000 кгс/см2; [о]Б = 1800 кгс/см2.

Расстояние между узлами крепления монорельса (двутавра) оп-
ределяют расчетом его на прочность (изгиб) и на жесткость (прогиб).
Уклон пути при расположении тележки посередине между узлами
креплений не должен быть более 0,003.

Колеса тележек электроталей изготовляют из стали 35. Поверх-
ность колес закаливают токами высокой частоты на глубину 2...3 мм
до твердости НЦС 35...45.
ГЛАВА III

РАСЧЕТ ПОВОРОТНЫХ СТРЕЛОВЫХ

КРАПОВ

§ 1. Краны с вращающейся колонной

Поворотный стреловой кран с вращающейся колонной представ-
ляет собой колонну, несущую стрелу 5 с грузовым полиспастом 4,
механизм подъема груза 2, механизм поворота крана 6 (рис. 75).

Колонна опирается на один упорный и два радиальных подшип-
ника /. Стрела поддерживается жесткой тягой или полиспастом 5.

Поворотные краны, выполненные по данной схеме,называются
стационарными стреловыми кранами с вращающейся колонной
(с невращающимся механизмом поворота).

В стреловых поворотных кранах с канатным приводом механизм

вращения состоит из дви-
гателя I, редуктора 2, ба-
рабана 4, канатного блока
на поворотной части 3
(рис. 76).

Стреловые краны с вра-
щающейся колонной уста-
навливают стационарно,иа
самоходных или несамо-
ходных тележках.

Такие краны находят
широкое применение для
загрузки автомобилей и
железнодорожных вагонов,
в механических цехах, на
стройках и т. д.

Рассчитаем поворотный
стреловой кран с вращаю-
щейся колонной при следу-
ющих исходных данных:
кран общего назначения
работает на открытой пло-
щадке, грузоподъемность
С — 10 000 кгс; вылет крю-
ка А = 8 м, высота подъема
// — 18 м, скорость подъема
у — 0,25 м/с, частота вра-
щения поворотной части

Рис. 75. Схема крана с вращающейся ко-

ЛОННОЙ

крана

Рис. 76. Кинематическая схема механизма
вращения с канатным приводом
Рис. 77* Кинематическая схема механизма

подъема

пкр = I мин-1, режим ра-
боты средний, ПВ — 25%.

1. Расчет механизма
подъема. Принимаем крат-
ность простого полиспаста
и — 4 (рис. 77). К. п. д.
полиспаста

-

',п	и(1—Пб)

_ 1—0.99* _ п пре

~ 4(1 —0,99) ~ °’985’

где т}б = 0,99 — к* п. д.
блока*

Общий к* п* д. канатно-блочной системы

т/о =	= 0,985 . 0,99 = 0,975*

Максимальное усилие в ветви каната, наматываемого на барабан,

тах ~ 21]0	4 * 0,975

= 2564 кгс,

где г = 4 — общее количество ветвей каната, на которых висит
груз.

Разрывное усилие в канате

5Р = 5тахлк = 2564 . 5,5 = 14 102 кгс,

где Лк = 5,5 — коэффициент запаса прочности каната (табл. 11),
Выбираем канат ТЛК-0,6 X 31 + 1 о. с. с органическим сердеч-
ником диаметром <1К “ 17,5 мм с разрывным усилием 5Р = 15 300
кгс и с пределом прочности ов — 160 кгс/мм3 (ГОСТ 7679—69,
прил* II).

Минимальный диаметр барабана (по центру наматываемого ка-
ната)

*= 18 • 17,5 — 315 мм,

где е =» 18 (табл. 12).
Диаметр блоков

Рбл = 1,2 Рб = 315 - 1,2 = 378 мм.

Принимаем Е>бл = 400 мм (по центру наматываемого каната).

Рабочая длина каната, наматываемого на барабан, при подъеме
/раб = Ни -- 18 - 4 = 72 м.

Количество рабочих витков
г л —	_ -	— 58

раб “	ЗД4 - 0,4 “ Об-
Общее число витков

?общ == 2Р^б + ^зая + 23.кр =
== 58 + 1,5 + 2 = 61>5>

где гзая = 1,5 — минимальное ко-
личество запас-
ных витков на
барабане;

гэакр = 2 — количество вит-
ков на закрепле-
ние каната.

Длина барабана

/б = *общ* + 4^к = 61,5-20-4-
4- 4 - 17,Ь = 1300 мм,

Рис. 78. Схема к расчету стенки бара*
бана на изгиб и кручение

где I — шаг каната; I = 4 + (2...3) мм для барабана с нарезкой
и I = йк для гладкого барабана;

4^к — запасное расстояние от последних витков каната до кон-
цов барабана.

Толщина стенки барабана согласно условию деформации сжатия

6 =

$тах

2564

2- 1650

~ 0,78 см,

где 5тах — 2564 кгс — усилие в канате;

Ыгж = 1650 кгс/см2— допускаемое напряжение для чугуна
СЧ 15-32,

Принимаем 6=14 мм, Тогда возникающие напряжения сжатия
псж =	= 916 кгс/см2. Проверку стенки барабана от одно-

временного действия сжатия, изгиба и кручения выполняют, если
31), по формуле

а = .Осж + ?» +1 / (осж + а„)2 + 4ткР,	(269)

где аСЖ| ап, ткр — соответственно напряжения сжатия, изгиба и
кручения.

Напряжение изгиба ои = —,

где Л4И — момент изгибающий (рис. 78);

11/! — осевой момент сопротивления сечения;

яд	2564 • 115 „о

ЛЛ] = —т— =----------= /3 715 кгс-см;

4	4

^~б32^К> И — °Л = —4 (4°з7 1,75)3 С1 —0.9274) = 1438 см3;

а = 1_____—___ — 1__	• 1,1 _п до?

о6-ак 1	40- 1,75~и,92Л

Тогда ои = 1^15 = 51 кгс/см2.
Напряжение кручения

т — —₽

где Мкр — крутящий момент на барабане;

МкР = 5т8Х = 2564 - у - 51 280 кгс-м;

IV р— полярный момент сопротивления сечения,

Гр =	(1 - а4) = 3,14 {40~ 1,75)3 (1 — 0,9274) = 2877 см3.

Тогда тнр =	= 17,8 кгс/см2,

о =916 + 51+4/(^16 + 51)24-4 »17^=965 кгс/см2< 1650 кгс/см2.

У тонкостенных барабанов необходимо проверить толщину
стенки на устойчивость:

ог тах^С_______,	,3/2564.37.82 1О

о1,25 |	— 1,25	2 * 10е • 2 — 1,2см, (2/0)

где Об = 37,8 см — диаметр барабана по средней линии стенки;

Е = 2  106 кгс/см2 — модуль упругости материала стенки ба-
рабана.

По заданной грузоподъемности р — 10 тс для среднего режима
работы, ПВ ™ 25% (прил. VI и VII) выбираем крюк однорогий
№ 16 типа Б (ГОСТ 6627—74). Расчет элементов крюковой подвески,
оси барабана и других деталей привода производим аналогично
расчету, приведенному в гл. II, §2.

Мощность двигателя при подъеме номинального груза
дг 0р 10 000 • 0,25_______________ла р

= 102?м = ' 102  0Л5~ = 28,83 КВТ’

Выбираем электродвигатель асинхронный с фазовым ротором
типа МТБ 411-6, Л7 = 27 кВт, п = 955 мин-1, п> = 99,96 рад/с,
ПВ = 25%: 7Р = 0,051 кгс • м • с2, Л4П. л^х— 65 кгс • м (прил.
XXXIV).

Скорость наматывания каната на барабан

г’к = VII = 0,25 -4=1 м/с.

Частота вращения барабана
„ 60ак 60. 1
Пб лОв 3,14 • 0,4 — 47,77 1111 '

Передаточное число редуктора

“₽-₽ = Т6 = >7=19>99-
Выбираем для среднего ре-
жима работы при частоте вра-
щения входного вала 955
редуктор Ц2-350-19,
88-4М с передаточным числом
Мр= 19,88(прил. ХИ, ХЬУ1).
Определяем фактическую ско-
рость подъема груза
^-0,25^ = 0,251 м/с.

Рис. 79. График определения относитель-
ного времени пуска привода;

а — двигатель с фазовым рэторзы (/ — ^тяхот
= 200%;	2 — ^[цах “ 250%;	3 Л^пизх ~

= 275%: 4 — Л(т ,х = 300%); б — двигатель с
короткозамкнутым ротор м (/ — Л1тах= 200%;

2— ^(пах = ^50%; <3	Л411:1ах^300%}

Проверка двигателя по ус-
ловиям нагрева с использова-
нием метода номинального
режима работы производится
тогда, когда отсутствует до-
стоверный график работы
крана.

Мощность двигателя при подъеме номинального груза
»г Ф’ф Ю 000 * 0,251________________ ос пт

Л- г = ТЩ, = 1027078- - 28’95 кВТ-

Рапсе был выбран двигатель Л\ТЕ 411-6 (№ = 27 кВт» п = 955
мин-1). Крутящий момент на валу двигателя при подъеме номиналь-
ного груза

Л1СТ = 975 — = 975	= 29,5 кгс - м.

п	955

Номинальный момент выбранного двигателя

М„ = 975 - = 975 Д = 27,6 кге-м.

Коэффициент перегрузки двигателя при подъеме номинального
груза

„ МСТ 29,5	,

а“=2Тб= 1'07‘

Используя величину перегрузочной способности двигателя и
пользуясь графиком, по кривой Л1та!( = 250%, так как Мп.тах =
= 65 кгс  м, Л1„ = 27,6 кгс • м (рис. 79, а) при а — 1,07 находим
относительное время пуска /п. 0 = 2,44.

Определяем время разгона при подъеме номинального груза

/п = /п,0^ = 2,44

0,156 • 99,96

27,6

= 1,38 с,

(271)

где ^П|^ = 6 (7Р + Л,) +	= 1,2 (0,051 + 0,0472) +

ам9н

1019,4- 0,22 Л	„

+ 7^52* . 0,85 = °> Ь6 кгс• м• с2;
К = 0,0472 кгс-мс2 (прил. ХЬУП), им = ири — 19,88-4 = 79,52,

Среднее время рабочей операции /р = -^, где Ьр — средний
'’ф

рабочий путь.

4-4-.-Д)»-

Принимаем Ар = ~ И = ~ 18 = 4,5 м,

/₽ ~ Ц2бТ = 17’$ С*

Отношение времени пуска к среднему времени рабочей операции

Ь =	= 0 077

/р 17,9

Пользуясь графиком (рис. 45), определяем вспомогательный
коэффициент у “ 0,77.

Эквивалентная мощность цикла

= уМь г = 0,77 • 28,95 = 22,3 кВт.

Определяем требуемую мощность цикла по условиям нагрева при
ПВ = 25% по формуле

М25 = КН; = 0,75 • 22,3 = 16,7 кВт,

где К = 0,75 (табл. 30).

Выбранный двигатель МТР 411-6 мощностью П = 27 кВт удов-
летворяет условиям нагрева.

Проверка двигателя по пусковому моменту. Условие правиль-
ности выбора электродвигателя:

м

=	(272)

н

Пусковой момент на валу двигателя

М„ = Мст -I- /И; + Л1д = 29,5 + 5,8 + 8,54 = 43,84 кгс - м. (273)

Статический момент

м _	Ю 900 • 04	-

/Мст 2«р«н1Г	2  19.88 • 4 • 0,85 “ 29,0 КГС ’ М‘

Динамический момент от поступательно движущихся масс (груза)

Л4д =
где /п_ момент инерции массы груза, приведенный к валу дви-
гателя,

П1П1 1019.4-0,22	п Ас	2

'»=+— НЭТ	'

Пм = М>

е угловое ускорение,
яп 3,14-955	79 д'э патт'г2

е = -зоГ= 30П38 = /2'43 Радс '

Тогда Л1/ = 0,08 • 72,43 = 5,8 кгс • м.

Динамический момент от вращательно движущихся масс
Мд = Л’,е = 0,118 • 72,43 = 8,54 кгс . м,

где /в — момент инерции вращательно движущихся масс меха-
низма,

/В=й(/Р + Л)= 1,2(0,051 +0,0472) = 0,118 кгс • м • с2.

Коэффициент перегрузки двигателя при пуске
г Л4„	2/,6	’

Средний момент электродвигателя в период пуска

Мп. = Ч.. таж + Мп. ты = 65+13 -27.6 = 47 б8 кгс ,

Допускаемая кратность срсдпепускового момента

ы-1 = 1п.±Е =	= 1 72

/Ин 27,6	1 ’

Следовательно, выбранный двигатель МТЕ 411-6 удовлетворяет ус-
ловиям работы.

Определение тормозного момента и выбор тормоза. Расчетный
тормозной момент

Л1Т = М4СТ.Т = 1,75 - 21,38 = 38,11 кгс  м,
где йт = 1,75 (табл .18);

Мст.т = ЛМ2м - 29,5  0,852 = 21,38 кгс  м*

Выбираем (прил. Ь) двухколодочный тормоз с электр о гидротол-
кателем ТКТГ-300 с максимальным тормозным моментом МТ =
= 80 кгс • м, отрегулированный на расчетный тормозной момент.

2. Расчет механизма поворота. Вес крана 6 — 6 тс, расстояние
от оси вращения до центра тяжести с = 3 м, расстояние между под-
шипниками Л = 6 м (рис. 80).
Рис, ЙО. Схема расчета меха-
низма вращения крана с внешней
верхней опорой

Определяем действующие нагруз-
ки и реакции в опорах. Вертикальная
реакция

V С 4- С = 10 + 6 = 16 тс. (274)

Расчетная нагрузка на подшипник

Ср = кУ = 1,4  16 000 — 22 400 кгс,
где к — 1,4 — коэффициент безопас-
ности (прил. X).

По расчетной нагрузке (ГОСТ
6874—75, прил. IX) выбираем упор-
ный шарикоподшипник 8217 с допус-
каемой осевой статической грузоподъ-
емностью 23 900 кгс, внутренним диа-
метром й = 85 мм, наружным диа-
метром И = 125 мм.

Горизонтальную реакцию Н опре-

деляем из равенства нулю суммы мо-
ментов всех действующих сил относительно точки Вр

У, Л1в1 = 0,

НН = (2А + Ос;

,, ю- 8 + 6 -з л

Н = --------7------- = 16 тс

6

(275)

Расчетная нагрузка на подшипник

СР = кН = 1,4 - 16 000 = 22 400 кгс,

где к = 1,4 — коэффициент безопасности (прил. X).

По этой нагрузке выбираем однорядный шарикоподшипник 330
[4] (ГОСТ 8338 — 75, прил. XIII) с допускаемой статической гру-
зоподъемностью 21,7 тс, внутренним диаметром с1 = 150 мм, наруж-
ным диаметром О — 320 мм, высотой В = 65 мм.

Статическая грузоподъемность выбранного подшипника на 3%
меньше расчетной, что допустимо.

Общий статический момент сопротивления повороту равен сумме
моментов сил от ветра, уклона и трения:

V Мст = ,Ив + Мукл + V Мтп	(276)

где ^Л1тр — сумма моментов сил трения в подшипниках опор,
\Л1тр = Л!Тр(^) + Мур^,) + Л4Тр(сЬ).	(277)'

Момент сил трения в верхнем подшипнике (точка

Мтр = Н! = 16 000 • 0,015	= 28,2 кгс • м, (278)
Где I = 0,015...0,02 — приведенный коэффициент трения шарико-
подшипника;

= 0,235 м — средний диаметр подшипника.

Момент сил трения в нижнем радиальном подшипнике (точка В)

Л1тР «р = у = 28,2 кгс • м,

так как = ^2-

Момент сил трения в упорном подшипнике

Мтр(^ =	- 16 000 • 0,015^ = 12,6 кгс • м.

Для упорных подшипников скольжения в расчетах принимают
средний диаметр трения пзсР — у.

Момент сил ветра состоит из двух моментов, действующих на
кран и груз,

Л/в = Л1кр 4™ А1гр*

Момент сил ветра, действующий на кран (с учетом формул 5 и 6),
МКр =	= 6 - 15 • 1 • 1,5 > 1  4,0 =* 540 кгс  м, (279)

где ГКр ~ 6 м2 — наветренная площадь крана;

<70 == 15 кгс м2; лй = 1; с = 1,5; р = I;

р = 4 м — расстояние от оси вращения крана до центра действия
ветровой нагрузки, м.

Момент сил ветра, действующий на груз,

Мгр = 5гГх70с/1 = 10.15-1*8 = 1200 кгс * м, (280)

где = Ю м2 — наветренная площадь груза;

с = 1.

Тогда /ИБ = 540 + 1200 = 1740 кгс . м.

Момент сил, возникающих от наклона крана,

Му = ((24 + ес)51п ос = (10 000 - 8 + 6 000 • 3) 0,02 =

= 1960 кгс • м,	(281)

где а — угол наклона, принимаем а — 1°12'.

Общий статической момент

2Л4СТ = 1740 + 1960 + 28,2 + 28,2 + 12,6 = 3769 кгс - м.

Момент сил инерции масс при пуске привода

84 894 * 0,105

/иИ11 = —— ™= 38/5 кгс * м,

где —суммарный момент инерции масс груза, крана, меха-
низма поворота, приведенный к оси вращения крана,
7В = б (Л'р + Л'р) = 1,2(65 240 + 5505) = 84 894 кгс • м • с2;
7Г; = тгрЛ3 = 1019,4 • 82 = 65 240 кгс • м • с2;

7к'р = ткрс2 = 611,6  З2— 5505 кгс • м  с2;

__ ^кР  6000   (31 1 А кгс • м—1. с®‘

^кр —	9 31	011,0 КГС м С ,

сок — угловая скорость поворота крана,

"к “	~ ~Зб 1 = °«105 рад/с;

/п = 2,3 с — время пуска, принимаемое согласно рекомендаци-
ям ВНИИПТмаш (линейное ускорение
стрелы должно быть не более 1 м/с2):

конца

Максимальный пыл ст стрелы от
оси вращения крана, м
Минимально допустимое премя
пуска крана при повороте тГп, с
Максимально допустимое время
торможения крана при повороте
/ с
т. тахт 41

5,0	7,5	10	15	20	25	30
1,0	1,5	2,5	4,0	8,0	8,0	10,0
4,0	6,0	8,0	10,0	15,0	25	30

Расчетная мощность двигателя

Л7,

г УЛ>СТ + М1П, _ 3769 + 3875	.	- р „

р “ 975т)м4-ср кр 975  0.85 • 1,65 ’ 1 “ 5,6 кВт’

где фср = 1,5... 1,8 — средний коэффициент перегрузки для асин-
хронных двигателей с фазовым ротором. При-
нимаем фср = 1,65.

По каталогу выбираем электродвигатель типа МТР 112-6 мощ-
ностью /V = 5,8 кВт при ПВ = 25%, п. = 915 мин-1 (со = 95,77
рад/с), /Мп. тах = 14 кгс • м, 7р = 0,0069 кгс  м • с2 (прил.
XXXIV). Общее передаточное число механизма поворота

л

«об —

= 915.

Принимаем передаточное число зубчатой передачи и3 — 20,
~	-	«Об 915

Тогда передаточное число червячного редуктора ир =— = —=

= 45,75 (рис, 80), Выбираем стандартный редуктор и уточняем пп.

Проверку выбранного двигателя по условиям нагрева выполняем
с использованием метода номинального режима работы.

Суммарный момент статического сопротивления повороту, при-
веденный к валу двигателя,

/Ист

Е Л1ст __	3769

«об^и 915 • 0.85

= 4,85 кгс • м.
Номинальный момент выбранного двигателя

И, = 975 ~ = 975 — = 6,18 кгс • м.

Коэффициент загрузки двигателя при установившемся движении

Л4'т 4,85

= м7~6,18

0,78,

Пользуясь графиком (рис. 79, а), при а = 0,78 находим относи-
тельное время пуска /п. о = 2,4. Определяем время разгона привода
при повороте крана с номинальным грузом

где /Пр — суммарный момент инерции вращающихся масс механиз-
ма поворота крана, массы груза и массы вращающейся
части крана, приведенный к валу двигателя;

со — угловая скорость двигателя.

Суммарный момент инерции масс, приведенный к валу двигателя,

(282)

где /Мех — момент инерции вращающихся масс механизма поворо-
та крана,

/мех =* 6(/р + /м) =	(0,0069 + 0,00763) =

= 0,0174 кгс - м - с2,
/м — 0,00763 кгс - м  с2;

/гр — момент инерции массы груза, приведенный к валу дви-
гателя,

Л₽ =	= ^^5 = 0,092 КГС  М •

/кр — момент инерции массы вращающейся части крана, при-
веденный к валу двигателя,

Т ___ *^Кр __	5505	Л АА'7'7	о

Лр “ «^7 “9152 • °’85'= 0,0077 кгс ‘м ’с •

Тогда /пр = 0,0174 + 0,092 + 0,0077 = 0,117 кгс • м • с2.

время разгона привода

/	9П 0,117.95,77

/и = 2,0----------- 3,62 с.

Ускорение конца стрелы при пуске

что .меньше допускаемого [а] =0,6.,.1 м/с2.
Время рабочей операции при среднем угле поворота а = 90°
(1.4 оборота)



Определяем отношение

60	60	._

= 1-^ = —=15=-

> = Ц? - 0.24.

/р 1а

По графику (рис. 45) находим

Л'е . ,
= 1,3.

’н. г

Необходимая мощность

V	4,85.95,77	. с п

Л и. г— 102	[02	—4,о кВт.

Эквивалентная мощность

Л/е = М,.гУ = 4,5 • 1,3 = 5,85 кВт.

Номинальная мощность

дг25 = 0,75Л'е = 4,4 кВт < 5,8 кВт.

Следовательно, выбранный электродвигатель МТГ 112-6 удовлет-
воряет условиям нагрева.

При перегрузке электродвигатель должен удовлетворять усло-
вию

где Л4П и Л1н — пусковой и номинальный моменты двигателя.

Пусковой момент

УИл = Мс;+Л1; + Л1д,
где /ИСт — суммарный статический момент сопротивления враще-
нию;

Л1д — динамический момент от вращательно движущихся масс
механизма и крана;

Л4д — динамический момент от вращательно движущейся мас-
сы груза,

, «у" ^прш 0,117-95,77 гч , □

Мд+ Л1д =	~ 3,18 КГС • М,

тогда Л4П = 4,85 -|- 3,18 = 8,03 кгс  м.

Коэффициент перегрузки двигателя при пуске

* = 1т5=1’3< 1*1 = 1’68-

Определение максимальной нагрузки в упругих связях механизма
поворота. Механизм поворота может быть представлен двухмассо-
вой системой (рис. 6) с моментами инерции (ротора и тормозной,
муфты) п Л (вращательно движущимися массами крана и груза
приведенными к валу двигателя).

Ь Максимальный момент в упругой связи в период пуска

Мд. тех = Мс'т + 2 (Мп. шах — Мст)	== 4,85 4“

4-2(14 — 4,85) 0 о!.^ 0,9997	20'84 К1С * м>

где Мп = 4,85 кгс • м — статический момент сопротивления
повороту, приведенный к валу двига-
теля) Мп. тах — 14 КГС • М,

= 0,0145 кгс < м • с2; Л = ЛР + ^кр = 0,092 4- 0,0077 =
= 0,0997 кгс • м • с2.

Коэффициент

динамичности

,	^д. п1.чх_____20,81

Кд -ИСт “ 4-85

= 4,3.

Определение тормозного момента и выбор тормоза. Прини-
маем время торможения /т = 5 с; линейное замедление конца стрелы
а = М = 0,021  8 = 0,168 м/с2,

где 8Т — угловое замедление,
“к 0005 п ПО1 -
ет = — = —т— — 0,021 рад с2.

Тормозной момент

Л1Т = Мв. г + Му. т + МХ т + М'2 т — М/Р,	(283)

лл I лл ^в + ^у (1710 4- 1960) 0,85	_ . .

где Л4В> т + Л4у. т —	- к]м —------сТД — — 3,44 кгс • м ——

“об

сумма моментов сил от ветра и уклона, приведенных к валу тормоза;

М" .1 КЛ"' 7пр. т“ 0.089-1 • 95,77	_

т 4- /Ид. т = —4— =------=—— =1,71 кгс • м;

‘т	0

Л4Тр = V Л4тр-^- = 69	= 0,064 кгс • м;

“об

ЕМТР = 28,2 + 28,2 + 12,6 = 69 кгс • м.

Тогда = 3,44+ 1,71 —0,064 = 5,09 кгс-м.

Выбираем двухколодочный тормоз Т КТ-200 с тормозным момен-
том Л4Т = 16 кгс  м (прил. И), который обеспечит торможение кра-
на за более короткое время, как было принято вначале (5 с). Сле-
довательно, его надо отрегулировать на нужный тормозной момент.

Расчет муфты предельного момента, Муфта состоит из двух
стальных конусов 3, посаженных на вертикальный вал 6 (рис. 81).
Рис. 81. Схема фрикциона

Нижний конус закреплен на валу
неподвижно, а верхний может пе-
ремещаться на шпонке. Между ко-
нусами зажат бронзовый венец 4
колеса червячной передачи 5—4.
Усилие зажатия регулируется гай-
кой / и поддерживается пружи-
ной 2.

Ма кс им а л ьн ы й кр у т ящи й мо-
мент на валу червячного колеса 129]

' ^|]Пр'^р = 8,03 * 45,7о X

X 0,8 = 293,9 кгс - м, (284)

где Л4Л = 8,03 кгс  м — пусковой момент;

«р = 45,75 — передаточное число червячного редуктора;

7}р = 0,8 — к. п, д. червячной пары.

Расчетный момент фрикциона

Л4Р = АМтах— 1,4 • 293,9 = 411 кгс  м,	(285)

где/? — 1,2...1,4 — коэффициент динамичности нагрузки, принимае-
мый при работе червячной пары.

Руководствуясь ориентировочными данными по расчету червяч-
ных передач, принимаем средний диаметр Л = 600 мм, угол при
вершине конуса ]3 = 16°.

Необходимое усилие пружины

Л!р5Н1Р/2	411 * 0,139	1Г-О_

Р~ Р/	0,60-0,06	158/ КГС*

где / — коэффициент трения бронзы по стали в условиях смазки,
/ = 0,06.

Предельное усилие пружины

Рпред = (1,3...1,6)Р = 1,6  1587 = 2539 кгс. (287)
Коэффициент 1,3... 1,6 учитывает возможные изменения величины
момента при регулировках.

Диаметр прутка пружины рассчитываем на кручение по формуле

,	< г Л	с т/2539 и; 14 <6 ос- _

й = 1,61/ “ТГ" = 1,6 V ~~гт-----------“ 25 мм*

где (г = 1,14 — коэффициент кривизны витка, зависящий от отно-
шения диаметра витка пружины к диаметру прутка;

- ^сР

Л — -----отношение среднего диаметра пружины к диа-

метру прутка (табл. 20).

Средний диаметр пружины

/)Ср =	= 25 • 6 = 150 мм.

Рабочая длина пружины

/раб = (0,3...0,5)Р = 0,35 - 0,6 = 0,21 м.
Наименьший допустимый зазор между витками пружины
б = (0,1...0,25)4 = 0,12 • 25 = 3 мм.

Число рабочих витков пружины

7раб _ 210 _ у |-
?раб —	( — 28 ~	’

где I == (I + $ = 25 + 3 = 28 мм —шаг ненагруженной пружины.
Предельная длина пружины

/пред = грабЛ = 7,5 • 25 = 187,5 мм.

Определяем усадку пружины при ее нагружении из соотношения

Д/ = 'раб-^ред = 210-187 5 =
/	.	1 >50 Г

“7	2539

'пред

Длина пружины в рабочем состоянии

Ь = /пред + Д/ = 187,5 + 60 = 247,5 мм.

Наибольший и наименьший диаметры конусов (рис, 82);

От:>х = Оер + & 51П -|- = 600 + 100 81П	« 614 мм;	(288)

От!п = ОСр _ Ь 81П Р = 600 — 14 = 586 мм.	(289)

Давление на рабочей поверхности конуса
4Р	4 * 1587

— о». ) = 3,14 (61,42 — 58,6й) = 6,0 кгс/см2. (290)

при 1р1 ™ 8... 12 кгс/см2 для чугуна по бронзе.

Расчет валов червячной передачи, крепежных элементов выпол-
няют по формулам курса «Детали машин»,

3. Расчет металлоконструкций крана. Действующие нагрузки:
вес груза, собственный вес металлоконструкций, силы инерции,

Рис+ 82. Расчетная схема
пределеция размеров фрик-

Рис. 83. Схема к расчету металл окон-
струкций крана
усилия в грузовом канате (рис. 83). Нагрузка от веса поднимаемого
груза

(? = (^д = ю ООО - 1,2 = 12 000 кгс,
где /?д — динамический коэффициент.

Вес стрелы, изготовленной из трубы с наружным диаметром Дн-
= 200 мм, толщиной стенки 15мм,Сс = 360 кгс. Материал — сталь
ВМ СтЗсп.

Определяем усилие, сжимающее стрелу, при условии 2Л1В = 0
по формуле

<2.4+Ос4	12- 8 + 0,36- 4

Рсж =------у -	=-------37-----— = 26,33 тс. (291)

Усилие, сжимающее стрелу, от действия грузового каната

Р' — —— 3039 кгс
Гсж “ «11п	4 - 0,987 “ кгс'

Суммарное сжимающее усилие

V рсж Рсж + рс'ж = 26,33 + 3,039 = 29,369 тс. (292)

Момент, изгибающий стрелу в вертикальной плоскости, посередине
стрелы

,4	6С4	360*8

Л1И = —— = —-— — 720 кгс * м

Напряжения в крайних волокнах сечения трубы от действия сжи-
мающих нагрузок и изгибающего момента от собственного веса стрелы

_	„	1	X ^сж ।	__ 29 369	,

Оеж в - СГсж Д-Он. в —	"Т"	“-87(13 . О.45" +

.	72 000*32*20	П|1

3,14 (20,0* — 17,0*) — $41 кгс/см,	(293)

где У7 — площадь поперечного сечения трубы;

Т7 = л0ср6 = 3,14  18,5 1,5 = 87,13 см2,

1ГИ — момент сопротивления изгибу трубы:

<р — коэффициент продольного изгиба.

Коэффициент продольного изгиба определяют
собом в зависимости от гибкости стрелы.

Гибкость стрелы

табличным спо-

г
пе _ расчетная длина стрелы;
принимаем Ьс— 8 м (рис.
84);

г — радиус инерции сечения
стрелы,

Рис, 84. Схема соединения ко-
лонны и стрелы

/^момент инерции сечения,

„ он	л(^-Р4н) Ря 3.14 (20*-17*1 20

/ = и „ -у- -	3207	2	32 - 20	2

= 3752 см4;

р___площадь поперечного сечения стрелы, см2.

Тогда X =	= 122; величина коэффициента продольного из-

гиба ? = 0,45(11]. При повороте крана возникает сила инерции
масс груза и стрелы, которые также изгибают стрелу в горизон-
тальной плоскости. Л инейное ускорение конца стрелы при пуске
определено ранее а = 0,23 м/с2.

Масса стрелы постоянного сечения, приведенная к готовке стрелы

Сс 360 п	-1 о

,Ппр “ 4^	4 - 9,81 ~ 9 1<ГС ' М С'*

Масса груза, приведенная к головке стрелы, при условии, что
груз поднят в крайнее верхнее положение,

_ <2 _ юооо
~ 8 ~ 9,81

1019,4 кгс - м’1 • с2.

Сила инерции от массы груза и стрелы, приложенная к головке
стрелы,

Гкч = та = (1019,4 + 9)0,23 = 237 кгс.

Считая колонну абсолютно жесткой, принимаем, что у основания
стрела полностью будет воспринимать изгибающий момент от силы
инерции

А4И =	= 237  8 = 1896 кгс - м.

Напряжения в крайних волокнах в горизонтальной плоскости



189 600-32*20	„

«7 = Т,11(20 - 1Р) = 503 КГС/СМ -

Сила давления ветра на груз №'в = 150 кгс. Момент от силы ветра,
изгибающий стрелу в горизонтальной плоскости,

А1Н.В — №ВЛС = 150 * 8 = 1200 кгс - м.

7

й-220
Напряжение в крайних волокнах сечения в горизонтальной плос-
кости от ветровой нагрузки

/Ии.в 1200 - 32.20	, 2

Осж. в —	— з 14 (201_ 174} “319 кгс/см .

Суммарные напряжения в горизонтальной плоскости

\Г1 V р

2 , °сж = -~^(рсж + 0сж. г 4- осж. в = 749 + 503 + 319 = 1571 кгс/см2.

(294)

Суммарные напряжения в волокнах, расположенных под углом
45° к вертикальной и горизонтальной плоскостям.

— О'сж 4“ (Иц. й + <\:ж, г + *^сж, в) ^08 45 —

= 749 + (192 + 503 + 319)0,707 = 1466 кгс/см2<

<2100 кгс/см2,	(295)

где допускаемые напряжения для стали ВМ СтЗсп [о] =
2100 кгс/см2.

Расчет колонны. Колонна крана состоит из двух швеллеров
№ 16 а, связанных поперечными листами подлине и по торцам (рис.
85). В торцовых листах с обеих сторон закреплены оси, па которые
посажены упорный и радиальные подшипники. К полкам швеллеров
приварены проушины для крепления стрелы, зубчатого колеса и ме-
ханизма подъема.

Площадь поперечного сечения одного швеллера Р = 19,5 см2»
моменты инерции сечения относительно осей: 1Х = 823 см4; 1У =

Рис. 85. Опорный узел колонны поворот-
ного крана

— 78,8 см4. Моменты сопроти-
вления сечения:	103 см3,

= 16,4 см3. Определяем
нагрузки, действующие на
колонну. Горизонтальная ре-
акция Н = 16 тс была опре-
делена ранее. Сжимающей
нагрузкой при такой конст-
руктивной схеме можно пре-
небречь, так как основная
нагрузка воспринимается
нижним опорным узлом.

Горизонтальное (окруж-
ное) усилие, возникающее при
работе механизма поворота,

^Мкр 2.3769

Г Л Л 2
н. о

= 3769 кгс, (296)
Рис. 86. Схема к расчету колонны

Рис. 87. Сечение колонны

где Мкр = 3769 кгс  м — крутящий момент относительно оси вра-
щения крана;

Е»н. о — 2000 мм — диаметр зубчатого колеса.

Реакция в точке В (рис. 86)

„ (Я + РНЛ-/11) ЯЛ, (16 000 + 3769) (6000 - 160)

Кв —-------л	6000

16 000  160

>000

= 18810 кгс.

(297)

Наибольший момент, изгибающий колонну,

М„ = ЯА = 18 810 • 0,16 = ЗОЮ кгс  м,

так как можно принять Л1 = 0,16.м.

Необходимый момент сопротивления сечения колонны, изготов-
ленной из стали ВМ СтЗ (рис. 87),

301 000

№ = И7= -2Т0Г= 143'3 см ‘

Фактический момент сопротивления сечения двух швеллеров
Г = 2 * 103 = 206 см’.

Напряжение в опасных сечениях

Л Ч 301 000 1ЯГ1 г 2 г ,	, 2

аи =	= —2^— = 1461 кгс/см2 < [а] = 2100 кгс/см2.

§ 2. Расчет поворотного стрелового крана
с неподвижной колонной

Поворотный стреловой кран (рис. 88) состоит из неподвижной
колонны 12, стрелы 11, грузового полиспаста 10, растяжки стрелы
(стрелового полиспаста) 9, поворотной цапфы 5, растяжки противо-
ьесной консоли 7, балласта консоли 6, противовесной консоли 5.
Рис. 88. Схема стрелового поворотного
крана с неподвижной колонной

и противовесная консоль. Ролики при

механизма подъема 4, лево-
ротного устройства с меха-
низмом поворота 3, опор-
ной плиты 2, прикреплен-
ной к фундаменту 1.

Конструктивно верхняя
опора (поворотная цапфа)
аналогична нижней опоре
крана с вращающейся ко-
лонной.

Нижнее поворотное ус-
тройство представляет со-
бой (рис, 89) обойму / с ро-
ликами 2, на которой шар-
нирно закреплены стрела
вращении перекатываются

вокруг колонны.

На поворотную часть крана действуют вес груза, сила давления
ветра. На опорную часть действуют дополнительно силы собствен’
ных весов элементов поворотной части.

Колонна нижней частью установлена в гнезде опорной плиты,
прикрепленной к фундаменту анкерными болтами. Обычно колонны
кованые или литые. В отдельных случаях применяют решетчатые
конструкции, имеющие шейки и шипы для опор несущих конструк-
ций. Противовес предназначен для уменьшения момента, изгибаю-
щего колонну. Механизмы подъема груза и поворота крана конст-
руктивно аналогичны механизмам крана с вращающейся колонной.
Исходные данные для расчета поворотного стрелового крана с непод-
вижной колонной: грузоподъемность (2 = 10 тс, высота подъема
20 м, вылет крюка Л = 8 м, скорость подъема 0,25 м/с, частота вра-
щения 1 мин"1, режим работы — средний, ПВ = 25%, кран рабо-
тает на открытой площадке. Ток трехфазный 220/380 в.

Рис. 90. Схема к определению веса бал-
ласта

Рис. 89. Нижнее опорно-поворот-
ное устройство
1 Расчет механизма поворота крана. Верхняя опора крана
(•принимает вертикальные и горизонтальные силы. После пред-
паонтельной проработки принимаем вес стрелы 6С = 1 тс (п^ =
1= 101 9кгс • м-1 • с2), вес противовесной консоли Ок = 1,5 тс (тк =
152,9 кгс • м-1 • с-у, А = 8 м, г = 0,3 м, /х = 3 м, К = 4 м, /2 =
= 3,5 м (рис- 9°)>

Вертикальное усилие, действующее на упорным подшипник верх-
ней опоры, равно сумме весов всех вращающихся частей крана:

V = <? + Ос + Ок + Оп.	(298)

Вес противовеса Сп определяют’из условия равенства суммы ста-
тических моментов, действующих на кран в нагруженном и разгру-
женном состояниях. Поскольку груз не всегда максимальный и кран
большую часть времени находится в разгруженном состоянии, при-
нимаем

Мх = —1,5	(299)

Такое условие обеспечивает действие на колонну наименьшего
изгибающего момента.

Сумма моментов с грузом на крюке:

Мх = <2*4 Ое + г) — 6К/Х — 6п/2;

Мх = 10 • 8 + 1 ^ + 0,3 - 1,5-3 —О„3,5;

Мх = 81,15 —6П3,5.

Сумма моментов без груза на крюке:

Л42 = 6С (Ь + г) - 6К/Х - 6П3,5;

М2 = 1	+ 0,3Х)— 1,5 • 3 — 6,13,5;

Л4, = —0,35 — 3,56ц.

Подставим значение моментов в уравнение (299), учитывая их
направление, и решим относительно 6П:

81,15 — 6П3,5 + (—0,35 — 6„3,5)1,5 = 0.

Откуда 6П - 9,21 тс.

Тогда V = Ю + 1 + 1,5 + 9,21 = 21,71 тс.

Горизонтальную реакцию Н находим из уравнения моментов для
груженого крана:

10 • 8 + 1	4- оД —9,21 . 3,5— 1,5 - 3

---------------------------------------- 11,85 ТС.

А
Соответственно нагрузкам выбираем упорный шарикоподшипник
8218 (прил. IX) с допускаемой осевой статической нагрузкой 29 тс,
внутренним диаметром 90 мм, наружным диаметром 135 мм и ради!
альный шарикоподшипник 321 (прил. XIII) с допускаемой радиаль-
ной нагрузкой 14,5тс, внутренним диаметром 105 мм, наружным диа-
метром 225 мм [41.

Нижнее опорно-поворотное устройство воспринимает горизон-
тальное усилие Н от поворотной части крана и составляющую веса
зубчатого венца.

Определяем статический момент сопротивления повороту как
сумму моментов сил от трения, ветра и уклона:

1!Л1 = 1]МТр + Л1п + Мукл;

2 А1тр =	+ Л4Тр(б/±)	3!тр+ п>

где УЛ4тр — сумма моментов сил трения в верхней опоре и ниж-
нем опорно-поворотном устройстве.

Момент сил трения в радиальном подшипнике верхней опоры
М1рЧ) =	= 11 850  0,015^5- = 14,66 кгс • м.

Момент сил трения в упорном подшипнике

мтр№) = У^ = 21 710 - 0,015	= 18,24 кгс • м.

Усилие, действующее на каждый из двух роликов (рис* 89),

М = Н ^-4-^5 = и 850 _ 1	= 6840 кгс.

2созТ	2 = 05 30°

Момент сил трения в нижнем опорно-поворотном устройстве

= 2 • 6840	+ (Л + ТС 0,Оз] 16 = 40,84 кгсм, (300)

9,5	\9,5	1о/	]	'	1

где г = 90 мм — диаметр подшипника ролика;

I — 0,02...0,05 — коэффициент трения в подшипниках роли-
ков;

ц — 0,03...0,07 см — коэффициент трения качения ролика по
колонне;

Рр = 190 мм — диаметр ролика, определяемый по наружному
диаметру подшипника;

Ок = 320 мм — диаметр колонны.

Тогда 2Л1гр = 14,66 + 18,24 + 40,84 = 73,74 кгс  м.

Момент от ветровых нагрузок

= Л1кр ~ 214гр«

Из предыдущих расчетов Д4гр = 1200 кгс < м.
Момент сил ветра, действующих на кран,

д,/ = Гстр<7оггвсРр — Гмр^всРр! = 0,75 - 8 • 15 • 1  1,5 • 1-4 —
— 4 • 0,25  15  1 • 1,5 • 1 • 2 = 495 кгс  м;

Л1Н = 1695 кгс  м,

3^есь принята площадь противовесной консоли по контуру 0,25 X
X 4 м с учетом балласта и механизмов на ней.

Момент сил, возникающих при уклоне,

Л4У = ^<2Л + Ос I —Ь — О«/1 — Оп^] а =
=фо-8 + 1 (^+ 0,з)— 1,5.3 — 9,21 • З.б]  0,02 = 948 кгс-м.

Общий статический момент

ХМ = 73,74 + 1695 + 948 = 2717 кгс  м.

Необходимая статическая мощность двигателя механизма пово-
рота

дг	_ 2717 ’ I. _ з 9Я кВт

^Р = 975л, 1	975 * 0,85 “ КЬТ‘

Выбираем асинхронный электродвигатель
МТР 111-6:	= 4,1 кВт, п = 870 мин"1

с фазовым ротором
(ш — 91,06 рад/с),

Мп. п.ах = 8,7 кгс . м, — 0,0049 кгс-м • с2 (прил. XXXIV).

Общее передаточное число

п

^об “ Т
Якр

= 870.

Передаточные числа редуктора и зубчатой передачи

Нов = «рНв ~ 43,5 • 20,0 = 870.

Проверка выбранного двигателя по условиям нагрева. Суммарный
момент статического сопротивления повороту, приведенный к валу
двигателя,

м	2717	-3 ст

ст =	= етотадь = 3’67 кгс •м-

Номинальный момент выбранного двигателя

М„ = 975 — = 975^1 = 4,59 кгс  м.

Коэфф1щиепт 3аГрузки двигателя при повороте
По кривой (рис. 79, а) Л!тах = 200%, так как Мп. тах =
= 8,7 кгс • м, Л4Н = 4,59 кгс  м находим относительное время
пуска /л.о = 1,9

Время разгона при повороте с номинальным грузом

где /пр — суммарный момент инерции вращающихся масс механизма
поворота крапа, масс груза, стрелы, консоли и противо-
веса, приведенный к валу двигателя;

/пр — /мех 4“ /гр 4“ /стр 4” /к 4“ /б»

/пР = 6(/р 4-/м)4- (тгРЛ2 4-«стр +м + л +

4- ткИ + тл%) —— = 1,2 (0,0049 4- 0,0472) 4-
1 «обЧм

 4- (1019,4 - 8® 4- 101,9 °>31> + °-3 •8 4-8® + 152 д . 32 4-

+ 836,8 • 3,52')	= 0,187 кгс . м . с2,	(301)

/ о/II- • 0,6а	»	\	/

Сп 5210 оос о	-1	»

та = — =	= 836,8 кгс • м 1 • с2.

Время разгона

(11=1,9»^Д>Ь“=7.05с.

4, ОУ

Среднее время рабочей операции при среднем угле поворота
ап = 90° (1/4 оборота)

/р = № = 60

Р	4 Л	4*1

Определяем отношение

0,47.

<р 1=

По графику (рис. 45) находим

7 = Л=>.«-

* и г

Необходимая мощность

/V - 5^ - 3-67 • 91>06 _ з 28 кВт

/У«-Г~- 102 —	102	6,28 КИТ<

Эквивалентная мощность

Лге = ^а. гу = 3,28 • 1,47 = 4,82 кВт.
Номинальная мощность

Л^5 = 0,75/Уе - 0,75 - 4,82 = 3,62 кВт.

Следовательно, выбранный электродвигатель МТЕ 111-6 мощ-
ностью 4,1 кВт удовлетворяет условиям нагрева.

Проверка двигателя на пусковой момент. Условие правиль-
ности выбора электродвигателя:

Мп
Ф=
<Г1 н

где Д4П = Л4СТ + /Ид — пусковой момент;

Л1СТ =: 3,67 кгс  м —статический момент сопротивления вра-
щению;

уИд — динамический момент от сил инерции, масс
механизма и вращающихся масс частей крана;

ка" ! \л"'	0,187 . 91,06 о ло

Л1д + /Ид = —р- = ——= 2,42 кгс • м.

Следовательно, /Ип = 3,67 4- 2,42 = 6,09 кгс • м.

Тогда ц, = — = 1,33,	[ф] =----------------=

_ 8,7 4-1,1 .4,59 __
2*4,59	—

Определение тормозного момента и выбор тормоза. Прини-
маем время торможения /т — 5 с.

Необходимый тормозной момент на валу двигателя

/VIт = /Ив. т -|- Л1у. т -|- Л1Дг т— /^4Тр,
где Л4В., + Му т = ^к+711у Пч =	+ 913 0 85 _ 2,58 кгс • м —

моменты сил от ветра и наклона крана;

дл* Ор. т("	0,153.91,06 о _п

Л1д. т = —-— — +------—-— = 2,79 кгс • м,

*т	$

Упр., = б (Ур + Л,) + (,„грдг + /Пир/д 4-04++ тл1. + /п М Ч.

/ ?'об

”= 1,2(0,0049 + 0,0472)+ (1019,4 - 82+ 101,9  п-зг + °’3/ 8 + у~ +
+ 152,9 . Зг + 836,8 • 3,5г) 4^ = 0,153 кгс • м . с2;

АОр = У Мтр = 73,74	= 0,07 кгс  м,

иоб	870

Тогда Мт = 2,58 + 2,79 - 0,07 = 5,3 кгс  м.
Рис. 91. Схема фундамент ной плиты крана

Как и для крана с
вращающейся колонной,
выбираем тормоз и регу-
лируем на расчетный мо-
мент»

Расчет опорной пли-
ты, роликов и фундамен-
та. Опорные плиты ИС’
пользуют для крепления
колонн к фундаментам с
помощью анкерных бол-
тов (рис» 91).

В центральное гнездо
плиты с несколькими ра-
диальными лапами, име-
ющими па концах отвер-
стия под крепежные бол-
ты, входит хвостовик
колонны.

Для определения
максимального усилия
в болтах считаем, что
стрела расположена по
оси л— л\ проходящей
через центры двух бол-
тов.

Максимальная на-

грузка на болт от опрокидывающего момента

_____М1±

Ф1 + Ф1 +—+#л’

(302)

где	М — опрокидывающий момент, учитывающий действие

весовых нагрузок крана и сил ветра в сторону
груза;

/х, Я Я —расстояния от оси у — у до соответствующего
болта;

/1,	— количество болтов, нагруженных соответствую-

щим усилием Р2>”‘> Я/*

Определим величину

М = МВ+МН,	(303)

где Л4В —момент сил ветра, действующих на кран и на груз;

МЙ = МКР+МГГ;	(304)

Мгр = Ггр^0ср5 = 10.15-1-10= 1500 кгс - м; (305)
/Икр =	+ Я<<70ивфр4 = 4  0,25 • 15 • I  1,5 • I - 10 +

+ 10-0,3-15-1 . 1,5 • 1 - 5 = 562 кгс * м, (306)
рз. р4, Рз — расстояния от плоскости опорной плиты до центра
площадки, на которую действует ветровая нагрузка
(Рз = Рз = Ю м, р< = 5 м);

рк — наветренная площадь колонны;

Л4И — момент, создаваемый весовыми нагрузками элемен-
тов крана,

Л,,н = Н(/г -р /ц) — НН^ = НН = 11,85 - 4 - 47,4 тс • м. (307)

Тогда Л4 = 1,5 + 0,56 + 47,4 = 49,46 тс  м.

Максимальная нагрузка на болт от момента М

П 49460 - 0,75	_.агг

[1	0,753 • 1 + 0,37? • 2 ~ 44 КГС‘

От действия вертикальных сил болты будут разгружаться.

Величина разгружающей силы

V 91 71

/V	= 3,62 тс.

Расчетная нагрузка на болт

Р =	= 44 356 — 3620 = 40 736 кгс.	(308)

Затяжка болта должна быть такой, чтобы при максимальном
нагружении крана не произошло раскрытие стыка. Поэтому диаметр
болта определяют исходя из двойной расчетной нагрузки

Рр = 2Р = 2 • 40 736 = 81 472 кгс

по формуле

= | л [а]р =	3,14 - 1000 ~ 50 ММ'

где [о]р—допускаемое напряжение при растяжении болта, изго-
товленного из стали Ст4.

Фундаментные болты диаметром менее 24 мм не применяют неза-
висимо от результатов расчета.

Чтобы не было сдвига плиты относительно фундамента, должно
соблюдаться условие:

И _ 11 850 < /(,« Н + V) - 0,35 (б в +

+ 21 710) = 28 200 кгс.	(310)

Проверку на смятие фундамента производят по условию

Р+^Мр,



Р =

оп

(311)
где [р] =* 10...20 кгс/см-— напряжение смятия для бетона,

1р1 = 8... 15 кгс/см® — для кирпича;

Гоп — опорная поверхность лапы.

Из уравнения (311) получим

Р + Ир 40 736 + юоо

=------И-----=------------—----------= 4024 оА

Принимаем опорную поверхность лапы в месте ее посадки на болт
в виде круга (лист) 0 750 мм.

Выбор подшипников для роликов. Расчетная нагрузка на ролик
(рис. 89)

По каталогу подшипников выбираем радиальный шарикопод-
шипник 318с наружным диаметром П = 190 мм, внутренним диамет-
ром д “ 90 мм, допускаемой радиальной статической нагрузкой
10 100 кгс. Материал роликов — сталь 45.

Принимаем наружный диаметр ролика Ор = 190 мм, ширину
беговой дорожки ролика Ь = 65 мм. Проверяем беговую дорожку
ролика на контактную прочность.

Напряжения смятия по линии контакта ролика

осн = 0,418)/^ = 0,418	= 7860 кгс/см®, (312)

где рПр — приведенный радиус,

_	_	32 ' 19	_ г пг

рир — 2	+ Ор) ” 2 (32 4- 19) — см>

Ок = 320 мм — диаметр колонны в месте катания роликов.

Для стали 45 (и среднего режима работы) допускаемые контакт-
ные напряжения [о]см — 8 000 кгс/см2.

Для роликов со скруглениями (точечный контакт) приведенный
радиус определяют по формуле

Р"₽ = 2ОкРР + 2ЯррР + РА ‘	<313)

где рр — радиус кривизны беговой дорожки роликов.

Ось ролика рассчитывают па изгиб, как балку па двух опорах.

Расчет фундамента. Размеры и вес фундамента определяют из
условия устойчивости крана от действия опрокидывающего момента
и из условия восприятия усилий грунтом. Влияние боковых граней,
примыкающих к фундаменту, при расчете не учитывается.

Ориентировочно просчитав, принимаем фундамент в виде усе-
ченной пирамиды: стороны основания 1> — 7,0 м, а = 3 м, высота
Н = 1,2 м, объем фундамента 30,3 м3, вес Оф = 70 тс.
Вес фундамента согласно условию устойчивости

те,

г^е д4 — 49,46 тс * м — опрокидывающий момент, действующий на
кран;

/г — 1,4 — минимальный коэффициент грузовой ус-
тойчивости, определяемый без учета сил
инерции, центробежных и ветра.

Напряжения смятия между подошвой фундамента и грунтом от
действия вертикальных сил

^Ч-Оф 21 710 + 70000 Л1С_ . „
а у = р =---------------------=0,187 кгс/см-.

(314)

Напряжения смятия от действия момента

Л1 4 946 000 А 1 00	2

°м — иг/п ““ 40 зоо ооо 2$ кгс/см ,	(31о)

где и/л = Ь3 =	700э = 40,3  10б с№ —момент сопротивле-

ния подошвы фундамента относительно осп, перпенди-
кулярной к плоскости действия момента.

Стык не будет раскрываться при соблюдении условия

оу еом,

где е = 1,5 — коэффициент запаса,

- 0,187 > 1,5 • 0,123 = еом.	(316)

Суммарное напряжение смятия грунта

Осм — Оу "Ь (7Н [о]см>

асм = 0,187 + 0,123 = 0,31 кгс/см2.

Допускаемые напряжения смятия грунта, кгс/см2:

Гранит, базальт, диабаз
Известняк, песчаник
Щебеночный (галечный) грунт
П л отн осле жа вш инея гр а ви й
Суглинки, глины, песок мелкий
Гравелистый песок
Песок средней крупности
Влажный песок

Мокрая глина

Болотистый грунт, торф

10 ... 15

6,0

3,0	.. 5,0
2,0 ..	.. 3,0
3,4 „	.. 4Т5
2,5 ..	.. 3,5
1,0	2,0
0,5 ..	.. 2,0
),25 .	0,5

Следовательно, рассчитанный фундамент обеспечит нормальную
работу крана на мокрой глине и более прочных грунтах.
Рис. 92. Колонна

2. Расчет металлоконструк-
ций.

Расчет колонны. Диаметр ко-
лонны в месте нижнего опорного
устройства (рис. 92).

3/4 740 000 _
0,1 [сПЕ Г 0,1 - 1400 -
= 32 см,

где Л4И = 4740 000 кгс  м — из-
гибающий момент в
сечении;

[о]я = 1000... 1400 кгс/см2 —
допускаемые напря-
жения для стали Ст5,

Колонна выполнена в виде
усеченного конуса с диаметром в
верхней части, равным 120 мм,
в нижней — 320 мм.

Кроме прочностного расчета колонну проверяют на жесткость.
Расчет колонны ступенчатого профиля в общем случае выполняют
по фиктивной нагрузке. Считаем, что фиктивная нагрузка распре-
делена по линейному закону.

Прогиб конца колонны (воспользуемся методом Мора)

дл
/удфикт

^тах

(317)

где	Мфикт — изгибающий момент от фиктивной нагрузки;

Е = 2- 10е кгс/см* — модуль упругости;

/щах — расчетный момент инерции сечения колонны.
Определяем фиктивную нагрузку

Оф = Л1 Д1А = 4 740 000 ~г- = 93 700 кгс • см,	(318)

Лпах	Э1 4-10

где /ГЛ[П — момент инерции сечения колонны 0 120 мм;

/ . =________!

'П11П — вд

ЗД4 . 12*

64

= 1017 см1;

/тал — момент инерции сечения колонны 0320 мм,

.	3,14  32* Г1 ... л 4

7щах —	р —* 51 446 см ,

Момент фиктивной нагрузки

МфИКТ = РН = 18,74  10е < 4  103 = 0,7496 - 10й кгс . см,
где Р = К =	400 = 18,74 • 10е смв.
Отсюда

,	0,7496 • 10п	_ п 7СП

2 • 1 0е • 5,14 • 10'	0,729 см.

Отношение прогиба к вылету крюка

т=°-гаг=0'00°91-

Допускаемая величина отношения ~ = 0,001 ... 0,0015, что

больше расчетной величины.

Расчет лап опорной плиты. Лапы опорной плиты рассчитывают
по усилиям, действующим в месте их примыкания к центральной
части.

Нагрузка на лапу

Р = Р1 + Ру = 44 356 + 3620 = 47 976 кгс,

где Рх — нагрузка на лапу от момента;
Ру — нагрузка от вертикальной силы.

Необходимый момент сопротивления лапы

где [с]н —допускаемые напряжения на изгиб для стали СтЗ;
Ь = 55 см — плечо приложения силы от анкерного болта до

центральной плиты.

Принимаем два швеллера №36 с суммарным моментом сопротив-
ления 1492 см3.
ГЛАВА IV

РАСЧЕТ ПЕРЕДВИЖНЫХ СТРЕЛОВЫХ

КРАПОВ

§ 1, Расчет башенного крана

Башенный кран представляет собой Г-образную свободно стоя-
щую поворотную конструкцию, у которой стрела прикреплена
к верхней части. Такая конструкция дает большое подстреловое про-
странство, возможность обслуживания нескольких объектов или
площадок с одной стоянки, простоту перемещения крана по подкра-
новым путям, хороший обзор площадки крановщиком и др.

К недостаткам следует отнести значительную продолжительность
и трудоемкость монтажа, демонтажа, перебазировки и устройства
подкрановых путей.

Башенные краны бывают с вращающейся и с невращающейся
башней. Кран с вращающейся башней состоит (рис. 93) из непово-
ротной рамы /3, поворотной рамы 12, башни /0, стрелы 8, лодстред-
ка 6, механизмов передвижения крана /, подъема груза 5, измене-
ния угла наклона стрелы 3, механизма поворота 11, стрелового по-

 цы <	щейся башней
писпаста 4, крюковой подвески
7 неприводной ходовой тележки
Л кабины крановщика 9, бал-
ласта 2.

Башенный! кран с невращаю-
щейся башней (рис. 94) состоит
и3 башни /3, портала 15, при-
водных и неприводных ходовых
тележек 16, стрелы 10 с грузовой
тележкой /Л механизмов подъ-
ема груза 6’, передвижения гру-
зовой тележки 5, поворота крана
], изменения угла наклона стре-
лы 4, противовесной консоли 2
с балластом 3, неповоротной 7
и поворотной 8 головок, стре-
лового полиспаста 9, кабины
крановщика 12, балласта порта-
ла 14.

Рис. 94, Схема башсшю. о крана с не-
вращающейся башней

Башенные краны с невращающейся башней могут выполняться
без грузовой тележки на стреле, а с вращающейся башней — с те-
лежкой на стреле.

Башенные краны с вращающейся башней более устойчивы, так
как их центр тяжести расположен ниже, а изгибающий момент,
действующий на башню от веса консоли и поднимаемого груза,
компенсируется соответствующей запасовкой канатов.

Основные ориентировочные размеры, веса механизмов и узлов
башенных крапов приведены в табл. 42, 43*

Исходные данные для расчета башенного крана с вращающейся
башней: грузоподъемность <2 — 10 тс, высота подъема 40 м, макси-
мальный вылет А = 22 м, наибольший угол наклона стрелы 65°,
скорость подъема 0,333 м с, частота поворота башни 1 мин"1, ско-
рость передвижения крана 0,333 м/с, средняя скорость перемещения

Г"С $$-^Схема механизма подъема
Пшенного крана

горизонтальной проекции груза
^ср = 0,167 м/с, режим работы —
средний, ПВ = 25%, кран работает
на открытой площадке. Ток трех-
фазный 220/380 в.

1. Расчет механизма подъема
груза. Принимаем полиспаст про-
стой (рис. 95), кратность и — 4;
режим работы — средний, /7В —
= 25%.

Диаметр каната дл = 17,5 мм
(гл. III, § 1); диаметр барабзнапо
центру наматываемого каната Ос =
= 400 мм; к. и. д. механизма (об’
щий) Т]м = 0,85*


Ориентировочные размеры металлоконструкций башенных кранов, м

Параметр	Значения для кранов	
	с поворотной башней	С УГОВОР ЭТНОЙ ГОЛОВКО л
Габаритные размеры по- перечного сечения баш- ни — квадрат со сторо- ной  Поперечное сечение труб- чатой башни — труба с наружным диаметром	Об=(0.9... 1,1)^  Об = (0,9 ... 1.1)-^	«л-(0.9 ... 1.1)-^-  Ос, = (0,9... 1.1>
Габаритные размеры по- перечного сечения решет- чатой стрелы (в среднем сечении): подъемной с конце- вым блоком — прямо- угольник с отноше- нием основания к вы- соте 1,3 ♦ * . 1,5 и основанием  горизонтальной с по- движной грузовой ка- реткой, квадрат или треугольник углом вниз, высотой  Габаритные размеры по- перечного сечения труб- чатой стрелы:  подъемной с конце- вым блоком и развил- кой у пяты на рас- стоянии г- 1/3 Длины стрелы, труба наруж- ным диаметром  горизонтальной с по- движной грузовой ка- реткой, с учетом на- личия ездовой балки и боковых растяжек, труба наружным диа- метром	1  ч:[Й	чиз  1 1 11  Г	»	'1	||	
г	-----------------------------

Продолжение та^л. 42

Параметр	Значения для кранов		
	с поворотной башней	с поворотной ГОЛОВКОЙ	
Высота от головки рель- са до шарнира пяты стрелы:			
при подъемной стреле	К =	= 77	
при горизонтальной стреле	к = Н	+ Рё	
Высота головки башни (0Т	центра	пяты  стрелы до центра верх- них блоков): большие значения относятся к кранам большой грузо- подъемности	л  Лгол = (0,8 ... 1,2)^		
Расстояние от оси вра- щения крапа до оси башни	хб=(1,1 ... 1.2)  Рб хб = (1,1 ... 1,2)	—•	
Расстояние от оси вра- щения башни До оси пяты стрелы	О1 О  II 11		
Расчетная длина проти- вовесной консоли от оси вращения крала до центра противовеса				Ь„. в = (0.9 •	 м>4
Длина распорки (под- стрелка) от оси враще- ния крапа до оси блока (большие значения отно- сятся к кранам меньшей ГР у зо и о дъ емкости)	Ьр = (0.11 ... 0.16) н		
Колея и база ходовой части крана	к = В = (0,9	5 ... 1.05) 4	
^г?л Уклона р подъем - ной ^стрелы к горизонту при  -	 		15°  70’		
Параметр	Значения для кранов	
	с поворотной башней	с поворотной головкой
Расчетная длина стрелы: подъемной  горизонтальной	4-уг - X  с с05РшШ  ^"с. г = Л	КУ «V  I 1  । ~  8	1  II  Ч и
Ориентировочный диа- метр опорно-поворотного круга	Ооп.к«(1,45 ... 1.55) аб	
Ширина поворотной плат- формы  Радиус хвостовой части поворотной платформы	В1 = (0,75 ... 1)К, но не более 3Т1 м  Л = (1,1 ... 1.2) 1р	—

Примечание. Н — высота подъема при максимальном вылете, м;
А — наибольший вылет, и; (2 — грузоподъемность, тс.

Габлица 43

Расчетные формулы для сриентировочного определения веса
башенных кранов и их отдельных элементов

Параметр	Формула для кранов	
	с поворотной башней	с поворотной головкой
Общий вес крана:  с подъемной стрелой	0»0,31Л<гр|Л	а « о.зз5мгр1/ "	X
с	горизонтальной  стрелой	6^0,335.ИгД/-^	““г. |
Укрупненное распреде- ление общего веса крана: металлоконструкции  механизмы и электро- оборудование  балласт и контргруз (противовес)	6Н.К^ 0.410  0мех « 0,250  ебал « 0.340	
Параметр	Формула для кранов	
	е поворотной башней	с поворотной головкой г	1
		  Металлоконструкции кра- нов с подъемной стрелой: стрела башня  поворотная платформа  неповоротная рама  консоль противовес-  ная  портал	Ос и 0,0350	
	0б я> 0,130 01ЬП=0.10 °н.р« 0,1450	о О	щ	О  О	о  сГ	||	о  г?	11	II  о
Металлоконструкции кра- нов с гор изо нт а ль но й стрелой: стрела  башня  поворотная платформа неповоротная рама консоль противовеса портал	0с = 0,050	
	об к 0,130 оп.п« 0,090 0,140	>> м  О	й	1 1	1  —	О  о	5  с?)
Механизмы крана с подъ- емной стрелой:  лебедка	подъема  груза  лебедка	механизма  изменения вылета  механизм вращения крана  механизм передвиже- ния крана  грузовой полиспаст и крюк  стрелоподъемный по- __ лиспаст	0г м я 0,040 °с. » ~ °-04° о„ м » 0,030  О„ м » 0,040 оп г а 0,0050 сп с К 0,0050	
Параметр	Формула для кранов	
	с поворотной башней	с поворотной ГОЛОВКОЙ
ходовые тележки и колеса (4 комплекта)  кабина управления	ОХ т « 0,070 0к ж 0,020	
Механизмы крана с гори- зонтальной стрелой: лебедка	подъема  груза  лебедка	механизма  изменения вылета  лебедка передвиже- ния каретки на  стреле  механизм вращения крана  механизм передвиже- ния крана  грузовой полиспаст и крюк  стреловой полиспаст  каретка грузовая  ходовые тележки и колеса (4 комплекта) кабина управления  балласт (противовес)	Сл г = 0,030 сл.в~ 0,030 ол к^ 0,020  Ов.и« 0,030  сп.м^ 0.040  Опг^ 0,0050  Опс== 0,0050 ск.г^ 0,010  Охт = 0.06О ок — 0.020 опр^ 0.340	|	6пр^0.10	

Примечание. 6 — вес крана, тс; /Нгр = (?Л — грузовой момент
крапа, тс • м; ф — грузоподъемность, тс; // — высота подъема наиболь-
шая, м,

Определяем статическую мощность при подъеме номиналь-
ного груза

V -	- 10000 ' °’333 - 38 4 кВт

Л₽-ТЩ7~ 102 - 0,85 -^КЬт.

Выбираем асинхронный электродвигатель с фазовым ротором
типа МТР 412-6, мощностью Л? = 36 кВт, п = 965 мин-1 (со =
= 101 рад/с), Л4П. тах = 95 кгс • м, 7р = 0,0688 кгс • м  с2.
Скорость наматывания каната на барабан

у,. = VII = 0,333 - 4 = 1,33 м/с.

Частота вращения барабана

"к 60 - 1,33	__

П6 =	= зТГТоТ = 63’53 мин •

Передаточное число редуктора

ир- р ~ ~п6~ 63,53 — 15,19.

По каталогу редукторов типа Ц2 (прил. ХЫ...ХЕУ1) выбираем
для среднего режима работы при частоте вращения входного вала
1000 мин'1, редуктор Ц2-350-16,3-4Л\с передаточным числом ир —
= 16,3.

Фактическая скорость

оф = 0,333-^| = 0,31 м/с.

Проверка двигателя на пуск. Определяем среднее время пуска
при подъеме номинального груза

" /Ип.ср-Ч, *

где Лр —приведенный момент инерции системы;

= 6 (/р	7М) 4-	= 1,2 (0,0688 4- 0,0472) +

и-“р9м

.	1019,4 • 0,2? Л . с	,

+ 4? • 16,3? • 0,85 ~~ 0’ $ кгс ' М ' с ’

Л4П. Ср — среднепусковой момент,

М мп.т^+^мн 95+1,1.36,4 _675кгс.м.

Мн = 975 Л. = 975^ = 36,4 кгс • м — номинальный момент дви-
гателя;

щ = -1 = 1^2 = 1019,4 кгс . м-1 • с2;
Й 9,81

лт _	Ю000 -0,4	_ ос , . __

^ст 2«мчи “ 2-4.16,3-0,85 ~36,1 кгс>м-

Время пуска двигателя

4	0,15 • 101 Л ,с

п ~ 67,5 — 36,1	0,43 С'
Среднее ускорение при пуске

*’ф	031 ЛСГ ,2

«ср =	- 5^8 = 0,65 м/с2.

Кран с таким ускорением (табл. 16) используют для перегрузки
массовых грузов.

Проверку двигателя на нагрев выполняют методом, аналогичным
приведенному выше.

При переменной грузовой характеристике крана, достигаемой
изменением кратности грузового полиспаста, производят аналогии-
ный расчет при максимальной грузоподъемности и решают вопрос об
окончательной компоновке механизма подъема.

Определение веса крюковой подвески. Для башенных кранов, имею-
щих значительную высоту подъема крюка, может оказаться суще-
ственным в повышении производительности (в среднем на 10.. .15%)
вопрос увеличения скорости опускания крюка без груза в режиме
свободного падения.

Вес крюковой подвески, обеспечивающий режим свободного па-
дей ня,

/тгг>о (а* — 1)	1 — тм

- +^^(1+0 >

где а — отношение повышенной скорости опускания груза
к номинальной, а — 2,5;

Л — 1 м — принимаемый путь разгона механизма под действием
веса крюковой подвески;

с = 1...2 —отношение переменных потерь в механизме к по-
стоянным. Тогда

г 0,15 • 101 (2,53 — 1) . толп 1 — 0.35	л

О =--------271------4- 1 о000 0>85(1 + 2) = 628 кгс.

Стандартная крюковая подвеска для данного механизма весит
приблизительно 260 кгс.

Определение тормозного момента и выбор тормоза. Тормозной
момент на валу двигателя

«< А	1( Ю 000 - 0,40 л пг .г- с

Л1Т — Т1Н = 1,7о	-Л—7^4-0,85 — 45,6 кгс > м.

Л • в • 10,0

По каталогу выбираем тормоз типа ТКТГ-300 м с тормозным мо-
ментом А1Т — 80 кгс  м (прил. Ь). Затем определяем время тормо-
жения привода (гл. II, §2).

2. Расчет механизма поворота. Кран с вращающейся башней с
шариковым опорно-поворотным кругом работает иа открытой пло-
щадке (рис. 96). Грузоподъемность О = Юте при всех вылетах.
Частота вращения крана = 1 мин-1 (а = 0,105 рад/с). Макси-
мальный вылет А = 22 м. Полный вес поворотной платформы с ме-
ханизмами СПл — 8 тс (;илл = 815,5 кгс * м-1. с2).
Расстояние от оси вращения до центра тяжести платформы
= 2 м. Вес балласта на поворотной платформе Об. п = 25 тс
(/лб п = 2548,4 кгс  м-1 • с2), плечо а2 = 3,5 м. Вес башни (пол-
ный) Со = 8 тс (те = 815,5 кгс • м-1  с2), плечо а3 = 1 м. Вес
стрелы Сс = 2 тс (шс = 203,9 кгс  м-1 * с2), плечо а4 — 12 м, Вес
подстрелка и стрелового полиспаста Оп — 1 тс, плечо о5 = 1 м.

Если исходные данные включают только ограниченные сведения
(например, <5, пкр> Л, /7), то остальные размеры и вес можно опреде-
лить по соответствующим формулам, приведенным в табл. 42, 43.

Определяем наибольший мо-

мент, действующий па шарико-
вый опорно-поворотный круг
(рис. 97), от весовых нагрузок
крана (рис. 96):

М = фЛ + Ссп.| + Осйз —	—

бго+п #2 — СллЛ] = 10'22 +

+2-12 + 8- 1 — 1 - 1—25 X

X 3,5 — 8 • 2 = 147,5 тс - м. (320)

Наибольшая вертикальная
реакция равна сумме действую-
щих сил, т. е.

У Т @	+ 6б + Сб. п + 6п +

+ О1ГЛ ^10 + 2 + 8+1 + 25 +

+ 8 — 54 тс. (321)

Рис. 97. Расчетная схема шарикового
опорно-поворотного круга
Наибольшая сила давления на один шарик, если реакция не вы-
шла за опорный контур 121,

1\' =^1/ + ‘1,5 2Ц-) псо5 0=(а4	• 0,707 = 2’1 тс' (322)	

где Оер = 2065 мм — средний диаметр опорного круга по центрам
шариков, принимаемый ориентировочно по
табл, 44;

Р — угол между реакцией шарика и вертикалью,
обычно р = 45...50°.

Таблиц а 44

Характеристика опорно-поворотных устройств

(по данным ВНИИстройдормаша)

утах тс	Тс ' м	Рср мм	а	я шт
6	7.25	915	23  32	262
12	10.8	1100	25  32	302
20	27,4	1295	1	278
32	58,3	1460	16	264
45	115,2	1725	11?  32	262
80	213	2065	СО ТГ	252
Примечание. (1 — диаметр шариков в дюймах; Р — средний диа- метр опорно-поворотного круга; Л1тах — максимальный момент; Итах — мак-				
симальная вертикальная нагрузка; п — количество шариков.				

Проверяем шарик и беговые дорожки на контактную прочность

а,пах = 0,388 1/ ~ < [о]к,	(323)

* Рпр

где 1о]к —допускаемые контактные напряжения, принимаемые для
стали 45 с поверхностной закалкой 30 000...35 000
кгс/см2; для дорожки без закалки 20 000.,. 12 000 кгс/см2;
Б — 2 100 000 кгс/см2 — модуль упругости стали;

р — приведенный радиус кривизны; р=—77^1
й 4 -145	Р1 Р*

р! “ *2 =	= см — РаДиУс шарика;
_ (0,51.0,62)^ = 0,6 • 4,445 = 2,67 см — радиус кривизны бе-
говой дорожки;

2,67 - 2,22	«о,-,,.,,.

р ~ 2,67—2,22 ~ 13,17 ем,

/у = 2100 кгс —максимальная реакция на шарик.

Тогда

(Утях — 0,388 |/	13	14 630 кгс/см [о]к.

Следовательно, можно принимать термически не обработанные
поверхности при твердости НВ 180,. Л90,

Определение моментов сопротивления повороту крана. Суммар-
ный статический момент сопротивления повороту

Л1ст — X. -^тр “Н “Ь

где ^Д4тр— суммарный статический момент сил трения в опор-
но-поворотпом круге;

Л1в—момент, создаваемый силой ветра;

Му — момент сил, возникающих при уклоне.

Момент сил трения определим для двух диаметрально противо-
положных шариков, так как общее сопротивление практически не
зависит от количества шариков, одновременно находящихся под
нагрузкой, и закона распределения нагрузки на шарики.

Сила вертикальной нагрузки, действующая на условный шарик,

А, И 54 000 СГ7ЛЛП

Ну = — = —-— = 27 000 кгс.

Вертикальная сила давления на условный шарик ог момента

л/	147 500	71 лол

л^б; = Ж'-71430 кгс-

Суммарная вертикальная сила давления на условный шарик

= ЛГу ± М.;

на правый шарик Л\ = 27 000 + 71 430 = 98 430 кгс;

на левый	= 71 500 — 27 000 = 44 500 кгс.

Поскольку линия контактов беговых дорожек и шариков рас-
положена под углом р = 45°, то

Л\ =	= 139 220 кгс;

1	соз 45°	0,707	’

л г	2	44 500 сплип

2	— СОЗ 45° = 0,707 = 62 $4$ КГС>

Определяем моменты сил трения качения: правого шарика

= РТП°2Р _ 2Л'1М °ер 2-139 220 - 0,05 2,065 С1_л

Тр 2 - -57ГТ =-------М45/2---------2~ = 6470 КГС’М; <324)
левого

..	2^1 ОСр 2 • 62 940 • 0,05	2.065

~Г =-----М45/Г--------2 - = 2920 КГС  М-

где п = 0,03...0,07 см — плечо трения качения шариков (2 п
числителе введено потому, что шарики катятся по двум
поверхностям).

Суммарный момент от сил трения ЕЛ4тр = 6470 + 2920 =
= 9390 кгс * м. Момент от действия сил ветра (см. механизм пово-
рота с внешней верхней опорой и механизм передвижения) равен
сумме моментов на кран и на груз:

= /ИКр + Л^гр-	(325)

Момент, действующий на кран (рис. 96),

Л4Кр =	+ «^3 —	— ^б. пй3*	(326)

Сила давления ветра на элементы крапа:
на стрелу

1ГС -	= 6 . 15 • 1,5 - 1,5 . 1,7 = 344 кгс,

где 7% = ГАфс = 21- 0,96 - 0,3 - 6 м2;

и &с—длина и высота стрелы;

срс — коэффициент заполнения; для решетчатых конструкций
<рс 0,2 . . * 0,4; для сплошных фс = 1;

яс башню 1Гб = Гб^оПвф = 13,5 - 15* 1,5-1,5-1,7 = 775 кгс, где Го =
= Яб&бфб = 30 - 1,5 • 0,3 = 13,5 м2;

на поворотную платформу

Ц7пл =	= 4,5 • 15 • 1,5 = 101 кгс,

7"пл	^*пл&плФпл = 4,0 1*1= 4,5 М";

на балласт платформы

№оп = Т+уоС — 3,3 * 15  1,5 = 74 кгс,
7*бп ~ ^оп77опфоп = 1,1 * 3 * 1 = 3,3 м2.

Суммарный момент сил ветра, действующего на кран,

Мкр = 344- 12 + 775- 1,0— 101 -2 — 74-3,5 = 3018 кгс - м.

Момент от действия сил ветра на груз

А4гр = ГгрдоД = 10 • 15 • 1 - 22 = 3030 кгс * м.

Тогда общий момент от действия сил ветра

Мп = /Икр + /Игр = 3018 + 3030 = 6048 кгс - м.

Момент сопротивления вращению от уклона крана

/Иу = М зш а == 147 500 - 0,001 = 147,5 кгс * м.
Общий статический момент

,, V -{- мв + Му = 9390 + 6048 + 147,5 = 15 585 кгс  и.

Момент от сил инерции при пуске

Лй 563 122.0,105 7чоп ,,
Мин = -Т =--------8------= 7390 *гс • м,

е д___суммарный момент инерции масс механизма поворота,

А груза, стрелы, балласта, платформы и башни, приведен-
ный к сси крана,

/ = б (Угр + /стр + 7б. II + Л1Л 4- /с) = б (/ПгрД- +

4" /Истр----2----- + ^пл+ 4" пОо 4~ И1ей3) =

12 д_ 22 . 1-4- 222

= 1,2 (1019,4 • 222 4- 203,9 • + - 3	+

+ 815,5 • 22 + 2548,4 • 3,52 +815,5  I2 = 563 122 кгс • м • с2;

/„ = 8 с (гл. III, § 1).
Расчетная мощность двигателя

Л/Р =

Л4„ + Л1ИЧ ]5 585 + 7390
975,1и4сР ”кр “ 975 ' °>85 ‘ ’>65

1 = 16,8 кВт.

(Принимаем фср = 1,65 (для асинхронного электродвигателя с
фазовым ротором).

По каталогу выбираем двигатель МТЕ 312-6 мощностью М ==
= 17,5 кВт, л = 950 мин-1 (со = 99,44 рад/с), Л1п.1пах = 48 кгс - м,

= 17,96 кгс ' м, /р = 0,0318 кгс - м - с2.

Общее передаточное число меха-

низма вращения

«сб = — — 950.

Лкр

На кранах последних конструк-
ций в механизмах поворота нашли
широкое р асп ростр ан ен не пл а не-
тарные редукторы (рис.98). Переда-
точное число открытой венцовой
зубчатой передачи обычно прини-
мается 6,,.20. Принимаем иъ = 13,
тогда нр = 73.

Передаточное число редуктора
определим по формуле

1 -г «1 + п2 + и3 4- и^и.^ +

Ч- 4”	(327)

Рис. 98. Кинематическая схема ме-
ханизма поворота
где «1>а»,ы3 — отношение числа зубьев венцовой шестерни к числу
зубьев солнечной шестерни соответственно каждой
ступени;

„ _ 48 _ о, „ _ 48	_ о. 48	, с

15 — 3,2, Из — 15 — 3,2,	— 15 — 3,2.

Тогда

Ир = 1 4- 3,2 + 3,2 + 3,2 + 3,2 • 3,2 + 3,2 • 3,2 + 3,2 х
X 3,2 + 3,2  3,2 - 3,2 = 74,72.

Фактическое передаточное число механизма

«Ф.м = 74,72  13 = 971,4.

Фактическая частота вращения крана

»кр. ф =д7П • 930 = 0,98 мин'1,

что незначительно (на 2%) отличается от заданной (допустимая раз-
ница до 10%).

Проверка выбранного двигателя по условиям нагрева. Суммарный
момент статического сопротивления повороту, приведенный к валу
двигателя,

...	15585 о,

МсТ “ «м. ф’К,	971,42 • 0,85 ~ 8,87 КГС ' М'

Коэффициент загрузки двигателя при повороте

Используя величину перегрузочной способности двигателя по
графику Мщах = 275% (рис. 79, а) при а = 1,05, находим относи-
тельное время пуска /п.о = 1.9.

Время разгона при повороте с номин альным грузом

где «/пр — суммарный момент вращающихся масс механизма пово-
рота крана, массы груза, противовеса, стрелы, башни,

«/пр ~ ^мех 4” 7Гр + 7б. п 4~ «/с 4~ «Ль	(328)

Момент инерции механизма поворота, приведенный к валу дви-
гателя,

умех = б (7Р + /м) = 1,2(0,0318 4- 0,00763) = 0,047 кгс • м - с4.

Момент инерции массы груза

Л’ = тЛг^=Ю1Э’4'22’5та1П«“0'615	<329>
Момент инерции массы балласта и платформы

Л „ = («п. ло'“ + т6. п<%	= (815,5 • 22 + 2548,4 - 3,5*) X

м. фЧм

Х 971,4~Д 035 = °’°43 КГС • М ' С8’	<330)

Момент инерции стрелы

Л =	+	= 203,9 1- + 22-^1+22> X

3	«й. фПи	3

Х 971,лА 03~5 = °'043 КГС • М '	<331 >

Момент инерции башни

Л =	= 815,5 • Р971>4;.0)85 = 0,001 кгс  м • с*. (332)

ии- фг1»

Суммарный момент инерции

7пр = 0,047 + 0,615 4- 0,043 + 0,043 + 0,001 = 0,749 кгс . м • с2.

Время пуска

.	. п 0,749 • 99,44	7 со

Ь=1>9....Г7.96 ~=7.88 С,

что соответствует рекомендуемому времени разгона 4 ... 10 с.
Среднее время рабочей операции при среднем угле поворота

а = 180° = оборота

,	60	60	™ с

/р_^7ф_2Т^8_30,6 С'

Определяем отношение ~	—0,26.

/р	зо,ь

По графику (рис. 45) находим отношение

Т = аЛ= Ь05.

11. г

Необходимая мощность двигателя



^стми __ 18,87 • 99,44

102

102

= 18,39 кВт.

Эквивалентная мощность цикла

ЛГе = ЛГЯ. гТ = 18,39 • 1,05 = 19,3 кВт.
Номинальная мощность

= Л’е0,75 = 19,3 • 0,75 = 14,48 кВт.
Следовательно, по условиям нагрева двигатель МТР 312-6 мощ-
ностью 17,5 кВт удовлетворяет.

Проверка двигателя по пусковому моменту. Условие правильное-
ти выбора двигателя по моменту

ЛГ

' с2

М„ Л(я

0.749 - 99,44 ,

7,88	2

17,96

18,87

-------- 1,58 < т

[ф]

^п. шах А1Н
ж

48+ 1,1 - 17,96 _ 1

2-17,96	~

Следовательно, двигатель МТЕ 312-6 удовлетворяет условиям
перегрузочной способности. Максимальный момент сил упругости
в линии привода механизма в период неустановившегося режима
работы

Мд. щах = Л1СТ + 2 (Л4П. тах — Л4СТ) у-—=• 1 8,87 +

+ 2 (48- 18,87) оо47°^о(742 = 73,66 кгс • м.

Коэффициент динамичности

!___^д. тах __ 73,66 _ п п

А " *Чт ~	’

Определение тормозного момента и выбор тормоза. Для того
чтобы силы инерции, возникающие при торможении, не превышали
силы инерции при пуске, принимаем время торможения равным
времени пуска: 1Т = 7,88 с.

Линейное замедление конца стрелы

а =	= 0,013 • 22 = 0,286 м/с2,

где ет = Я””р;ф = 3>'4'0,д8 = 0013 рад,'с2 — угловое замедление.
оШт оИ  1,оо

Допускаемое ускорение при замедлении а= 1 мс2.

Необходимый тормозной момент

МТ = Мв, т Ч" Л4У. т + Л^д —	(333)

где	0,85 = 5,42 кге-м-

сумма моментов сил ветра и уклона, приведенных к валу двига-
теля:

^ = ода^л.= 9кгс.м.
г.г	Ь©О

Л<;р = V Л4ТР-+ = 9390	= 8,22 кгс - м.

мй	“М. ф	Э ' 1

Тогда Мт = 5,42 + 6,99 — 8,22 = 4,19 кгс • м.
По каталогу выби-
паем тормоз ТКТ-200 с
тормозным моментом
= 16 кгс • м и регу-
лируем его на требуемый
момент (прил. Ы).

В соответствии с Пра-

вилами Госгортехнадзо-
ра на механизмах пово-
рота разрешается уста-
навливать тормоза нор-
мально открытые или
тормоза с дополнитель-
ным механическим рас-
тормаживающим устрой-
ством. Особенно это важ-
но для кранов, работаю-
щих на открытой пло-
щадке на высоте 30.. .40 м
и выше. Поскольку по-

воротная часть крана
может испытывать боль-

шие ветровые нагрузки
при перпендикулярном
расположении стрелы к

ветровому напору, то ряс дд Схема определения реакций в опорах
тормоз нормально от-

крытого типа позволяет ей повернуться по направлению ветра.

3. Расчет механизма передвижения крана. Для рассчитываемого
крана вес стрелы 6'с = 2 тс (тс = 203,9 кгс • м“* • с2); вес балласта на
поворотной платформе Об. п = 25 тс (та. п = 2548,4 кгс •	• с2); вес

поворотной платформы Сил = 13 тс (тпл = 1325,2 кгс - м-1 • с2); вес
башни (]й = 3 тс (/«б = 305,8 кгс • м-1  с2); вес неповоротной
части крана 6» = 20 тс (гпн = 2038,7 кгс • м'1 • с2). Плечи дей-
ствия сил I = 11 м, Ь = 4 м, с — 3 м. База равна колее В = К. =
~ 6 м. Скорость передвижения = 0,333 м/с.

В условиях эксплуатации кран может опираться на четыре, три
и две условные точки опоры, т. е. ходовые колеса или балансирные
тележки (61.

Из-за неточности устройства подкрановых путей или из-за нерав-
номерной осадки пути кран может опираться па три точки. В этом
случае обычно стрела с грузом на крюке находится в опорном кон-
туре (рис. 99), например Рь = 0, стрела находится в пределах —
у г	₽>. При повороте стрелы в сектор — /?4 с положения II —

' при направлении стрелы по диагонали /?3 — происходит за-
грузка опоры К* и разгрузка опоры Р2 и может иметь место случай,
Огда кран перекатывается относительно оси р3—Ръ опираясь
только на две точки.
Считаем этот случай наиболее опасным и, следовательно, расчет-
ным. Силу давления на колесо определяем как сумму составляющих
от вертикальных сил Кно и от результирующего момента Ум отно-
сительно оси вращения — /?3:

Р = Уе+с + Ки.

Нагрузка от вертикальных сил веса груза, балласта, поворотной
и неповоротной платформ, стрелы и банши

1^04-0 = "д' (<2 4" 6б. п 4” Оц + б?пл + 6с 4“ Сб) =

= 1(10 4-25 + 20 4- 13 + 2 4-3) = 36,5 тс. (334)

Нагрузка от момента

<ЗЛ - 0б. ПЬ + 0„0 - О„дС + Ос + г) + <?в0

17	_ ________ \ ^	/

м — В/со.я а"“	Я/соз а	“

10; 22-25.4 +20 >0-13. 3 + 2 > П+З-О

6/0,707	— тс-

Общая нагрузка на условную точку
р = 36,5 + 12,1 = 48,6 тс.

Общая нагрузка может быть приложена к любой опоре в зависи-
мости от положения стрелы. Поэтому за расчетную нагрузку прини-
маем Р — 48,6 тс.

Из условия прочности подкранового рельса и допускаемых дав-
лений на грунт нагрузка на одно ходовое колесо должна быть не
более 22.. .27тс. Следовательно, принимаем в каждой опорной точке
по два ходовых колеса с балансирной тележкой. Тогда нагрузка па
одно колесо

п Р 48,6	п Л о л

Ршах — 2 — ~2^	24,3 ТС.

Эквивалентная нагрузка на колесо

Рэкв = куР^х = 1,2 • 0,98 - 24,3 = 28,6 тс

где А’ — коэффициент, зависящий от режима работы крана; он ра-
вен 1,1; 1,2; 1,4 соответственно для легкого,- среднего и тя-
желого режимов;

V — коэффициент, определяемый по табл. 33.

Ходовое колесо принимаем по ГОСТ 3569—74 (прил, ЬУ1) диа-
метром = 500 мм с шириной беговой дорожки 100 мм; выбираем
рельс Р38с шириной головки Ь — 68 мм, Ориентировочно определим
расчетный диаметр подшипника:

= 125 мм.
Проверяем беговую дорожку ходового колеса на контактную
сочность. Для цилиндрических колес (рельс с плоской головкой)
напряжение смятия по линии контакта

₽ „	. /28600

ПСМ = 600	= 600	-50 = 7782 кгс см2.

Для стали 65Г, из которой изготовлены колеса, для среднего ре-
жима работы допускаемые контактные напряжения [о1см = 8000
кгс/см2.

Опреаеление сопротивления передвижению башенного крана. Это
сопротивление определяем как сумму сопротивлений трен ня, ветра
и уклона по формуле (190):

1Г'ст ~	4~ К ~ ^р 4* ^кр^ЛпСр 4" Ргр<?0Л;вС =“

I	I

= (10 000 + 72 800) [°'°2 ’ 'V-2 ' °’* 1 >8 + 0,°021 +

4- 31,5  15  1,5 • 1,5 • 1,7 + Ю • 15 • 1,5 • 1 = 3616 кгс,

где [ = 0,02; р = 0,1 см; с = 1,5;

кр = 1,8; а = 0,002; пв = 1,5;

6 = 72 800 кгс (пгк = 7421 кгс  м-1 • с2 —- масса крана);

Н = 140 мм—средний диаметр двухрядного роликового сфе-
рического подшипника 3519 (ГОСТ 5721—75) с допускае-
мой статической нагрузкой 15 000 кгс, внутренним диа-
метром 95 мм, наружным — 170 мм; /‘«р — наветренная
площадь крана:

Лер = Гкрфс»

— наветренная площадь крана по контуру,
Р кр — 7/Пбфс 4- Г.сСсфс 4“ РнФс 4“ Рллфс!

Фс = 0,2... 0,3;

= (0,9 ... 1,1)^= 1 эд = 1,5 м — сторона квадрата сечения

башни (табл. 42);

Сс—(0,9 ... 1,1)^= 11| = 0,96 м — высота стрелы;

- 8 м2 — наветренная площадь поворотной платформы

с балластом;

= 4 м2 — наветренная площадь неповоротной части крана;
“ == 30 м — расстояние от головки рельса до корневого шар-

г	нира стрелы;

*’«₽ = зо • 1,5 • 0,3 4* 21 • 0,96 • 0,3 4-8 • 1 + 4 • 1 = 31,5 м«.
Общее сопротивление передвижению крана в пусковой период
Ц7 =	= 3616 + 1810 = 5426 кгс,

IV? , ,0 + 0	, . 10 000-Ь 72800Л	1О1П

где ГН|1 = 1,1^— а= 1,1 -----------0,195= 1810 кгс;

а — ускорение крана в пусковой период; принимаем а — 0,195 м/с8.
Мощность двигателей механизма передвижения

„	_ 6426 - 0,333

“ 102чрсрт]м “ 102 - 1,7 - 0,85 “

12,26

кВт,

где — к. п. д. механизма.

На башенных кранах целесообразно применять механизм пере-
движения крана с раздельным приводом, где устанавливают два
двигателя с редукторами. Приводы размещают по диагонали для
обеспечения сцепления колес с рельсами независимо от направления
действия результирующего момента на кран.

Мощность двигателя

^р = 0,6Л/о = 0,6 - 12,26 = 7,35 кВт.

По каталогу крановых двигателей выбираем два асинхронных
электродвигателя с фазовыми роторами МТР 211-6, У = 9 кВт, л —
= 915 мин"1, ш = 95,77 рад/с, Л4Н = 9,59 кгс  м, Мп.тах = 19,5
кгс • м, 7Р = 0,0117 кгс  м • с8.

Общее передаточное число механизма

Им

915 _

12,73 —

71,87,

П

60.0,333

где ин = о 1 / а = 12,73 мин х —частота вращения ходо-
3,14 -	*

Рис. 100. Кинематическая схема
механизма передвижения крана

кого колеса.

Разбиваем общее передаточное
число по ступеням редуктор — зуб-
чатая пара (рис. 100) им. ф
= 19,88  3,61 = 71,77.

Выбираем два редуктора Ц2-
250-19, 88-4Мс передаточными чис-
лами ыр = 19,88, способными пере-
давать мощность 14,1 кВт при 10СЮ
мин-1 входного вала (прил. Х1Л')-

Если по конструктивным осо-
бенностям не удается компактно
выполнить ходовые тележки с ре-
дукторами Ц2, то проектируют
стандартные редукторы.
Проверка выбранных двигателей по условиям нагрева. .Момент
статического сопротивления при перемещении крана с номинальным
грузом, приведенный к валу двигателя (при одинаковом нагру-
Жении двигателей),

,,	3016-0,5	Л1 _

Л4“- г “ 2 - 2«м фпм “ 2,- 2 • 71,77.0,85	7,41 КГС ' М‘

Загрузка двигателя при перемещении номинального груза

Пользуясь графиком (рис. 79, а) при а = 0,77, находим относи-
тельное время пуска при пониженном напряжении /п. о ~ 1,8.

Время разгона при перемещении с номинальным грузом

.	>	0 0,083 • 95,77	.

9.59	= 1,49 С,

, (т + тк)

где ЛР = б (+ /м)

. 1019.4 + 7421

+	2

0.252

’ 71,77й -0,85

1,2(0,0117 + 0,00763) +

= 0,083 кгс • м  с2.

(1	3 \

у ... у] 6

общей длины путей крана:

^-раб = У /- = У • 50 = 25 м,

где Л =50 м — длина путей.

Среднее время рабочей операции

. __ ^-рзб 2а _ ус
р” °к ~ 0,333

Отношение времени протекания пускового тока к среднему
времени рабочей операции

— = — = о 02

/р 75

графику (рис. 45) определяем вспомогательный коэффи-
ниент	т

м

V = лЛ = 0,87.

г ^н. г

Эквивалентная мощность

^= 7^+г = 0,87 • 7,41 = 6,45 кВт.
Находим необходимую номинальную мощность двигателей ппп
ПВ = 25%	1

Л725 = ВД = 6,45  0,75 = 4,84 кВт.

Проверка двигателей по пусковому моменту. Условие пра-
вильности выбора двигателя по перегрузке

МП

где Мп = Мст + Мд = 7,41 + 5,4 = 12,81 кгс • м;

V»	3616-0,5	_

Л1ст ~ 2 • 2«м фт]м “ 2 • 2 • 71,77 • 0,85	7,4 КГС ' М

Мя = ^2- = 0,083	= 5,4 кгс - м.

Коэффициент перегрузки двигателей при пуске
к _	_	12’81 _ 1	1 Г7 ги-Ь

Ф — м , “ 9и59 - 1133 < К57 — [ф],
г.м _ Л1п.тлх + 1’1Л11Г _ 19,5 +1,1 -9,59 _ 1

* 2МН ”	2 * 9,59	” 1 ’

Выбор тормоза механизма передвижения башенного крана.
Тормозной момент на валу двигателя

МТ = /14ц. т “Ь	т Й4д. Т Мтр. Т»

где соответственно моменты тормозные сил ветра, уклона, инер-
ции масс крана, груза и привода и сил трения при неблагоприят-
ном их сочетании:

А1 и7вПкЯм 2032.0,5’0,85 оп

МвТ = 2^2^; = 2-2.-7177- = 3’° КГС • М;

1ГДкт)м 165,6-0,5.0,85

Му. т — 2.2и^ $ — 2 . 2,7] 77 — 0,24а кгс • м;

Г	г	п.

Мд. т = 7пр. т6 = Й (7Р + /м) + к ‘‘1м е =
Р	^м. ф_

= [1,2 (0,0117 + 0,00763) + 1019л + 'И1 . °’У1?77^ 64,3 =

" 4,19 кгс - м,

где №в = Внр^/гвгр + РТ^пьс (см. с. 227);
95,77	~ л

е = Т49 = 64’3 1/с";

795 - 0,5	, го

Мтр. т — 2,2Им фТ)м 2 • 2 - 71,77 • 0,85 ~ КГС ‘ М;
г;Р = (<2 + о) = (10 000 +72 80°) °’02-14^2-°л =

^795 кгс;

/Иг = 3,0 + 0,245 + 4,19 — 1,63 = 5,8 кгс • м.

Принимаем два тормоза ТКТ-200 (прил. И) с наибольшим тор-
мозным моментом 16 кгс  м, отрегулированных на расчетный тор-
мозной момент.

Время торможения

_	4 * * 7 пр-т? _ 0.066.95,77 _

1т ~ Мт + Мтр_ т ~ 5,8 4-1,63	с.

(т 4- т„) Й.Ш.,
где ЛР. т = б (Ур + 7М) +	= 1,2 (0,0117 +

2“.Ч. Ф

П	. 1019,4 + 7421 0.25?. 0,85 п псс

+ 0,00763) 4--------------- 7)77а— = 0,066 кгс • м-С\

Тормозной путь

Зт = Ок/Т = 0,333 • 0,84 = 0,28 м,

величина которого должна быть не менее (табл. 31)

_____ _2°1

5т “ 3250 “ 3250

= 0,123 М,

(336)

где р = 20 м/мин—скорость передвижения крана.

Проверка запаса сцепления при пуске. Коэффициент запаса
сцепления

_________36400 • 0,15_____

285|+72800(га?да-т-”да'а)

1,48 > 1,2,

(337)

г ттл ту?	//б/ "I- 2ц,	\ гу	п —л опа г 0,02  14 "4™ 2 • 0,1 .

дс И7СТв х = О |——--------р а 4”	= 72 800 I	+

+ 0,002] + 31.5* 15- 1,5- 1,5- 1,7 = 2651 кгс.

4. Расчет механизма изменения вылета. Грузоподъемность крана

фис. 101) при всех вылетах (2=10 тс; вес стрелы 6С = 2 тс; наи-

больший угол наклона стрелы р = 65°; длина стрелы Дс = 21 м;
^аибольший вылет А = 22 м. Расстояние от оси вращения крана до
^орневого шарнира стрелы г = 1 м. Наименьший вылет —

" Ч соз р -р г = 21 • 0,42 + 1 = 10 м. Высота расположения бло-
Рис. 101. Схема определения усилия и ки-
нематическая схема механизма изменения
вылета крана

ков стрелового полиспаста
относительно корневого
шарнира И = 5 м. Радиус
грузового блока 7?гр = 250
мм. Средняя скорость пе-
ремещения горизонтальной
проекции груза яри измене-
нии вылета = 10 м/мин,
ПВ = 25%.

Расчет включает опре-
деление мощности электро-

двигателя по среднеквадратичной нагрузке, проверку по макси-

мальному усилию в стреловом полиспасте и по продолжительности
времени пуска двигателя и торможения. Среднеквадратичное усилие
в стреловом полиспасте

ср к ’

(338)

где 5П/ — усилия в стреловом полиспасте, определенные для поло-
жений стрелы через равные промежутки угла наклона
(чем больше участков, тем точнее расчет);

Д/* — длины стрелового полиспаста на каждом промежутке
(определяется графически по масштабу вычерченного
рис. 102). Статическое усилие в стреловом полиспасте
определяют из условия равновесия моментов всех сил
относительно корневого шарнира стрелы:

Рис. 102. Схема определения длины стрелового
полиспаста

гзг
О/ е08₽< + 6сЯ/С1
----------’	(339)

Рис. 103. Схема
определения при-
веденного усилия

и. — угол наклона стрелы;

д — минимальное расстояние от корневого
шарнира до линии действия усилия в
полиспасте для различных положений
стрелы;

5г'р —усилие в грузовом канате, приведен-
ное к стреловому полиспасту, 5гР =
= 5гр + 5'.

Для определения 5Г'Р рассмотрим рис. 103. Усилие в стрел о-
БОм полиспасте будет уменьшаться не только на величину усилия
Б грузовом канате, а дополнительно на часть его, обусловлен-
ную трением в блоке. От усилия в грузовом канате на оси блока
возникает реакция /? и момент трения

мтр=/?/4,

где / = 0,05 — коэффициент трения в подшипниках блока (работа в
зимних условиях при температуре до —40е С);

& = 0,1 м — диаметр оси блока.

Максимальная реакция А? будет при верхнем положении и в пре-
деле при вертикальном положении стрелы /? — 25гр. При гори-
зонтальном положении стрелового полиспаста

/? = У 5?р+ 5гр = /50002 + 50002 = 7070 кгс.

Тогда Л4тр = 2 • 5000 • 0,05 • 0,1 = 50 кгс • м
иЛ4тр = 7070 • 0,05  0,1 = 35,4 кгс • м.

Окружное усилие на блоке

5' — Е^тр — Е * 50 — 200 кгс	V 2 * 35,4	.

“ 7^7 — 0,5 КГС’	5 = “о^- = 142 КГС-

Используя рис. 102, определяем усилие в стреловом полиспасте
при горизонтальной стреле:

с 10 • 21 • 1+2. 10,5-1—(5 + 0,14) . 4,3	._ _

5П1 =----------2----’]3 •>--	= 48,6 тс.

Усилия для других положений определяем аналогично и сводим
нх в табл. 45.

При практических расчетах усилия в стреловом полиспасте чле-
1Юм 5грС( можно пренебречь ввиду его относительной малости.

Подставив значения 5П/ в формулу (338), определим

, /48,6! . 22,6 + 44,8’ • 21,8 + 41,6? . 21,2+38,5? • 21.1 +

5ер = |/ +35,4?  19,2 + 31,5’  18,3 + 28,2’ - 17,6 + 25,4’ • 17,2 _ 38 : ] с
22,6 + 21,8 4- 21,2 + 21,1 + 19.2 + 18,3 + 17.6 + 17,2
Таблица 45

Данные для расчета усилий в стреловом полиспасте

Величина	Значение для положений							-—.
	I	п	И]	IV	V	VI	VII	VIII
а°	0	10	20	30	40	50	60	65
А/ м	22,6	21,8	21,2	21,1	19.2	18,3	17,6	17,2
с м	4.3	4,7	5,1	5,1	4,9	4,6	4,1	3.7
5„ тс	48,6	44,8	41,6	38,5	35,4	31,5	28,2	25,4

Для приближенных расчетов можно принимать среднее усилие
для конечных положений

о г $п. шах + $п. ттп 48,6 -р 25,4

5ср =-------2------=-----1----’ 37 тс>

Мощность двигателя

Ы _ 5сРцпол в
102т)м КЬТ

где Опол — скорость сокращения полиспаста;
т]м = 0,85 — к. п. д. механизма,

Д/п

— °СР да •

Д/„ = Д/тах— Д/ппп—величина сокращения полиспаста;

Да = /4тах — ЛП11п — величина изменения вылета;

^сР—средняя скорость перемещения груза.

Используя рис. 102, получаем:

Д/п = 22,6 — 17,2 = 5,4 м;

Да = 22 —9,6= 12,4 м.

Тогда

апол = 0,166^1 = 0,072 м/с;

37 000 • 0,072	_ п

Л'р = 102 - 0.85 = 3°’7 КВТ’

Выбираем асинхронный электродвигатель МТБ 411-6 с фазовым
ротором Л/ = 27 кВт, п = 955 мин-1 (со = 99,96 рад/с), Л4П. п»х ₽
~ 65 кгс • м, Л4Н = 27,56 кгс • м, /р = 0,051 кгс  м • с2.

Расчет стрелового полиспаста. Задаемся кратностью стрело-
вого полиспаста и = 11 из расчета, чтобы усилие в канате не
превышало 5 тс, т. е. чтобы получить наиболее часто применяе-
мый диаметр каната.
Усилие в ветви каната

с _____тах — 48600_________— 5420 кгс

“ «г)п - 11 • 0.815	КГС>

где к. п. д. полиспаста 1]п = 0,815.

Разрывное усилие 5Р = 5стрпк = 5420 • 5,5 = 29 800 кгс. По
каталогу выбираем канат ЛК-3 6 х 25 с органическим сердеч-
ником, диаметром дк = 24 мм, при пределе прочности о =
= 170 кгс/мм2 разрывное усилие 5Р = 31 000 кгс (прил. I). Диа-
метр барабана при е = 18 (табл. 12)

= 24 • 18 = 432 мм.

Принимаем = 500 мм.

Частота вращения барабана

_60ок

Пб коб

60*0,795

3.14 * 0,5

= 30,2 миц \

где Vк — скорость каната на барабане,

щ = УполН = 0,072 -11 = 0,792 м/с.

Передаточное число редуктора
л 955 со
“₽• р “ п6 ~~ 30.2 “ 3]’62-

По каталогу выбираем редуктор Ц2-400-32.42-4М, ир = 32,42,
способный передать Л?ред = 34,3 кВт при частоте вращения вход-
ного вала 1000 мин'1.

Проверка двигателя на продолжительность времени пуска при
минимальном и максимальном усилиях осуществляется по фор-
муле

2Е	Ло

п ~ ®»1М (Л1п. ср “ Чт> + ^п. ср -	’	(34°)

т /Л о

где Е ~ с 4~ у2— кинетическая энергия стрелы и (341)
груза;

(ос — угловая скорость вращения стрелы, рад/с;

е>с = у =	= 0,015 рад/с,

Ф = 65° =1,13 рад;

/________ М — 75

"пол ~ ода ’
V — скорость движения груза при подъеме стрелы или линейная
скорость движения конца стрелы,

V = (1>^с = 0,015 • 21 = 0,315 м/с,
г 203,9 • 212 - 0,015“ , 1019,4 • 0,315= со ,
Е =-----------$--------+   -----------= 53,1 кгс • м,

/И„. ср = 1|;СрЛ4н = 1,55 • 27,56 = 42,7 кгс  м.

Л1СТ — статический момент;
при <5п. гпах

Л4ст —

При 5П. т1п

^п. тах ^б 1

48 600 -0,5-1 .Л

11 • 32.42  2  0.85 ~ 40 КГС ' М’

$п. ^б I

25 400 • 0,5  1

нир 2	11 - 32,42 - 2 < 0,85

= 20,9 кгс • м;

7 = 8 (7Р + /м) = 1,2(0,051 + 0,0472) — 0,117 кгс - м • с2 — момент
инерции вращающихся масс механизма изменения вылета крюка.
Время пуска при максимальном усилии в стреловом поли-
спасте

I,

2.53.1

0,117  99,96

99,96 * 0,85 (42,7 — 40)	(42,7 — 40)

= 5.3 с;

Л4С^

при минимальном усилии в стреловом полиспасте

2.53.1

0,117  99.96

(п

99,96 - 0,85(42,7 — 20,9) "т" (42.7 — 20,9)

= 0,57 с.

Согласно принятым нормам [21] время пуска при $тах должно
быть не более 5 ... 6 с, при 5т1п — не менее 1,0 с.

Условие правильности выбора двигателя по пусковому мо-
менту

. ^гпах

ЕЕ

!<Р1 = 4^

где М[пах—максимальный момент на валу двигателя, определен-
ный с учетом сил инерции (силы ветра можно не учи-
тывать при горизонтальном положении стрелы),

М.

С*

шах

тах *	..

Здесь 5т.зх —усилие в стреловом полиспасте с учетом
инерции

сил

С' —

°(пах —

(<2 + ^)^ + (ос + ^с)"1

(10 000 + 325) 21 + (2000 + 32,5)  10,5

4,3

= 55 387 кгс;

(342)

Л? = /Пу = 1019,4 •	— 325 кгс — сила инерции груза

при

подъеме стрелы;

2 V

с
аналогично

ра = 203,95^4^5 = 32,5 кгс — сила инерции стрелы.
С	 1_|Г_чЗУ

Максимальный момент
..	55 387 • 0,5 .е -

Л4п,ах = !! . 32 42.2.0,85 ~ 48,7 КГС ' М*

Коэффициент загрузки двигателя при пуске
ф = ^=1,65<[ф1=1,73.

Выбор тормоза. Тормоз должен удержать стрелу в любом
положении при действии статических и инерционных нагрузок.
Тормозной момент

Л1Т =	т»

где йт= 1,75 (табл. 18);

Ма**?— максимальный тормозной момент на валу тормоза, сеот>
ветствующий 5тЙХ,

*<	^тах^б^об 55 387 - 0,5 л ос оо 1

М™ т =	----= 2. 11 .^42 ‘ °’85 = 33-1 КГС  М-

Расчетный тормозной момент

Мг = 1,75 - 33,1 = 57,92 кгс . м.

Выбираем тормоз с электрогидротолкателем ТКТГ-ЗООм с мак-
симальным тормозным моментом 80 кгс  м (прил, Ь),

Проверку тормоза производим на продолжительность торможе-
ния при действии максимального и минимального моментов,
рая должна быть [211 не более 4...5 с при 5тИ1 и не менее 1,5

У	2*Поб ,	7(0

7т = <о(Мт —ЛЩ + Ят—Л1'т ’

гДе Мет — статический момент*

При и 5шах

Мст = Л1СтЛм = 40  0,852 ~ 28,8 кгс  м;

Мс-1 = 20,9 • 0,852 = 15,1 кгс • м.

Тогда

. _	2.53,1 . 0.85	, 0,117 - 99,96 _ ~ „

'т “ 99,96(57,92 — 28,8)	(57,92 — 28.8) ~ и»4’5 С"

{ _	2.53.1  0.85	, 0.117.99,96 _ „ „

1	99,96 (57.92 — 15.1)	(57 92 — 15,1) ~ и,2а С*

что меньше допустимого времени торможения. Для получения дос-
таточного времени торможения необходимо на валу двигателя
оставить маховик и увеличить момент инерции до требуемой вели-

кото-
с при

(343)
Рис. 104. Схема механизма изменения вылета крюка с канатной
тягой

Расчет механизма изменения вылета крюка поворотного крана с
горизонтальной стрелой, по которой перемещается грузовая тележ-
ка (рис* 104). Грузоподъемность крана при всех вылетах 0 = Юте.
Стрела установлена горизонтально. Наибольший вылет Лтах =
“ 22 м, длина стрелы Ьс = 21 м; наименьший вылет Лт(П = 2 м;
скорость передвижения грузовой тележки = 0,333 м/с; вес те-
лежки Ст — 0,2 тс*

Расчет включает определение сопротивлений передвижению те-
лежки, мощности, выбор электродвигателя, редуктора, тягового
каната, проверку двигателя по нагреву и по пусковому моменту.

Общее сопротивление передвижению тележки равно сумме сопро-
тивлений от сил трения, ветра, уклона, от перемещения грузового
каната по блокам полиспаста и натяжения в холостой ветви тягово-
го каната:

Т = Гтр + П7В +	+ «^пр + Го.	(344)

Сопротивление от сил трения

П7тр = ((? 4- Ст) (Й/.+ 2р.) *Р =

= (10 000 4-200) (0,04- 7 4-2- 0,06)1,5^ = 306 кгс,
где р = 0,06 см — коэффициент трения качения;

/ = 0,04 — коэффициент трения в подшипниках ходо-
вых роликов (работа в зимних условиях при
температуре до —40° С);

й = 70 мм — диаметр оси ролика;

р = 200 мм — диаметр ходового ролика (выбирают по
максимальной нагрузке и проверяют на
контактные напряжения);

= 1,5 — коэффициент, учитывающий трения реборд
колес о рельс.
Сила ветра

= Рг?<1оС = 10  15 • 1 = 150 кгс.

Силой ветра, действующей на тележку, пренебрегаем, так как в
осевом направлении стрелы площадь тележки очень мала.

Сила, возникающая при уклоне крана,

= ($ + 6Т) а = (10 000 4- 200) 0,001 = 10,2 кгс.

Сопротивление перемещению грузового каната (рис. 104)

И?пр = 7\— Тд = 5312—5000 = 312 кгс,

_ О 10 000 ГЛАП
где Л = -^ = —— = 5000 кгс;

Л = тД = 5000	= 5312 кгс;

и = 2 — кратность грузового полиспаста;

т[б = 0,98 — к. п. д. блока грузового каната;

п = 3 — число грузовых блоков.

Натяжение в свободной ветви тягового каната

~	0,5*20? сп	/одел

~ 8/	8 • 0,5 КГС,	(345)

где д — 0,5 кгс/м — погонный вес тягового каната, принят ориен-
тировочно с дальнейшим уточнением;

I — 20 м — пролет, в котором провисает канат при распо-
ложении грузовой тележки в конечном положе-
нии;

/ = 0,5 м — стрела провеса тягового каната (2...3% от про-
лета).

Тогда

Т = 306 + 150 + 10,2 + 312 4- 50 = 828 кгс.

Разрывное усилие

5Р = 828 • 5,5 = 4554 кгс.

По каталогу (ГОСТ 7665—69) выбираем канат типа ЛК-3 6х 25
с органическим сердечником = 9,7 мм, разрывным усилием
4640 кгс, пределом прочности а = 160 кгс/мм3.

Диаметр барабана по центру наматываемого каната

Об> г/ке = 9,7 • 18 = 174,6 мм. Принимаем Об= 200 мм.

Окружное усилие на приводном барабане

5 Т — ТА - 828 — 50 = 778 кгс,
где т0 — натяжение холостой ветви тягового каната.
Если тяговой канат не закреплен на приводном барабане, а уси-
лие передается за счет сил трения, то должно соблюдаться условие
Т <	828 < 50 2.7180’13'3'14; 828 > 110 кгс,

где / — 0,1 — коэффициент трения каната по барабану;

а = Зл — угол обхвата барабана канатом, рад;

е ~ 2,718 — основание натуральных логарифмов.

Следовательно, при таком соотношении натяжений движения не
будет. Необходимо натянуть холостую ветвь тягового каната или
увеличить угол обхвата канатом барабана либо сделать то и другое.
Статическая мощность двигателя

дг _ 5ут _ 778 - 0,333 _
27р “ 102чи ” 102 - 0,85 ~

2,99 кВт.

По каталогу выбираем асинхронный электродвигатель с фазо-
вым ротором МТЕ 012-6 мощностью Л; = 2,7 кВт, п = 840 мин-1
(со = 87,92 рад/с), Л4И = 3,13 кгс • м, Л4П. так — 5,7 кгс * м, момен-
том инерции ротора — 0,0029 кгс  м • с2. Передаточное число
редуктора

п	840

Р " П6	31,85 ” 26>37>

20	г*. ос- _1

где Пб = -гг- = тп—йс — 31,85 мин 1 — частота
о, 14 и

вращения бара-

бана.

Выбираем редуктор Ц2-250-24,9-4М с передаточным числом ир “
= 24,9, мощностью Мред = 6,9 кВт при частоте вращения входного
валам = 750 мин-1.

Поскольку Ир отличается от расчетного ир. р, то фактическая ско-

рость „

пт. ф = Гт ’ур = 0,333- 0,353 м/с.

Тогда статическая мощность двигателя

/V',г = Мст= 2,99= 2,82 кВт.

Проверка двигателя на нагрев. Момент статического сопро-
тивления при перемещении тележки с номинальным грузом, при-
веденный к валу двигателя.

Г --

^б 778 • 0,2
2ирцн — 2 • 24,9  0.85

= 3,67 КГС  М.

Суммарный момент инерции системы, приведенный к валу дви-
га теля.
(т -к /н ) /? В

+Р = 6 (7Р + 7М) + 	, т 6 = 1,1 (0,0029+ 0,0026) +

«рЧм

+ (10‘^'°'Р = 0,0256 кгс » С.

где /Пт == 20,4 кгс • м-1 • с2 — масса тележки.

Коэффициент нагрузки двигателя при передвижении тележки
с номинальным грузом

Для а= 1,17 по графику (рис. 79, а) находим относительное
время пуска о = 3,15.

Время пуска

/„=<.о+ = 3,15»^“ = 2,26 с.
/ГIО,1 □

Ускорение при пуске
ут. ф 0т353 п 1 с /2
а=-?Г= 2^6 =0-16 М/С ’

что допустимо; для механизмов с канатной тягой
[а] = 0,5 ... 0,8 м/с2.

4	4

Средний рабочий путь тележки принимаем Лраб = -у Ц = у X
X 20 = 16 м, где принята рабочая часть стрелы Ь’а = 20 м.

Среднее время рабочей операции

/ =Ь*=	45,32 с.

р «т. ф 0,353

Определяем отношение времени пуска к среднему времени ра-
бочей операции

2? __ 2;26_ _ Л лс

/р ~ 45,32 “ °*0Ь'

По графику (рис. 45) находим значение
\ _,п.

Эквивалентная мощность

= уУя. г = 1,01  3,67 = 3,71 кВт.

Мощность двигателя по условиям нагрева при ПВ — 25%
ЛГ2з = Л’еК = 3,71 - 0,75 = 2,78 кВт.

Принятый двигатель удовлетворяет условиям нагрева.
Проверка двигателя по пусковому моменту. Условие пра.
вилыюсти выбора двигателя:

АС

Момент пусковой

мп=мст+мд = 4т-+^=
^“рт1м	‘п

778.0,2	. 0,0256 ' 87,92	. г-	.	л

~ 2'24.9.0,85“^	2,26	— 4,65 КГС • М, (346)

=	1,486 < 1,49 = ^};

м, Ю

Г1Ы — ^п,тах + М'МН _ 5,7 4~ М ; 3,13 _ ,
2МН ~	2-3,13	—

Выбор тормоза. Тормозной момент на валу двигателя

Л/т = ^Д. т 4“ Мд. Т 4“ ^^0. т 4~ Му. Т '- А1тр. Т,

где соответственно моменты от сил инерции поступательно и
вращательно движущихся масс, сил ветра и уклона пути без мо-
мента сил трения, так как он способствует торможению,

ж, (т4-/пт)7?^пм г 6(/р + /м)ю ($-^р-^трт]м)

Л1т —	2"	I	1	г	-------- “а— =*

ир/т	*т	ир	2

(1019,4 + 20,4)  0,15 • 87,92 * 0,85 . 0,00605 < 87,92 ,

24,95.0.7	"*	0,7

(778 — 306“ 306 * 0,85)0,2 а

+1--------2Т§---------’ Т = 3»4 КГС ’ М'	(347)

Выбираем тормоз колодочный ТКТ-200,

5. Определение коэффициентов устойчивости свободно стоящих
башенных кранов. Коэффициенты грузовой и собственной устой-
чивости крана определены расчетом с возможным совмещением
движений: подъема груза, поворота и передвижения крана, изме-
нения вылета стрелы. Исходные данные (рис. 105): район установки
крапа — второй; грузоподъемность при всех вылетах ф — 10 тс;
О = 72,8 тс — вес крана (полный); А = 22 м — расстояние от оси
вращения крана до центра тяжести подвешенного наибольшего рабо-
чего груза при установке крана на горизонтальной плоскости; а
= Лсоз р — расстояние от плоскости, проходящей через ось враще-
ния крана параллельно ребру опрокидывания, до центра тяжести
подвешенного наибольшего груза при установке крана на горизон-
тальной плоскости. При расположении стрелы перпендикулярно
ребру опрокидывания а = Лсоз 0 — Л — 22 м.

При расположении стрелы под углом 45° к ребру опрокидывания
а — 22 соз 45° = 22 - 0,707 — 15,54 м; 4 = 3 м — расстояние от
оси вращения крана до ребра опрокидывания; И = 32 м — расстоя-
Рис. 105. Расчетная схема определения коэффициентов гру-
зовой устойчивости

ние от головки стрелы до центра тяжести подвешенного груза
(принимая, что центр тяжести расположен на минимально возмож-
ном расстоянии от уровня земли); 1г = 32 м — расстояние от голов-
ки стрелы до плоскости, проходящей через точки опорного контура;
п = 20 м/мин — скорость подъема груза; ^1= 18 м/мин —скорость
передвижения крана; п — 0,6 мин-1 — частота вращения крана;
/ = 1,5 с — время неустановившегося режима работы механизма
подъема груза (время пуска, торможения); = 3 с — время не-
установившегося режима работы механизма передвижения крана;

2 с — время неустановившегося режима работы механизма из-
менения вылета; 13 “ 5 с — время неустановившегося режима ра-
боты механизма поворота крана; Г = 36 с — время изменения вы-
лета от максимума до минимума; = 1807 кгс — сила давления
ветра на кран (стрелу, башню, консоль или платформу), действую-
щая перпендикулярно ребру опрокидывания параллельно плоскос-
ти опорного контура крана; = 225 кгс — сила давления ветра
на груз; И72 — сила давления ветра, действующего перпендикуляр-
Но ребру опрокидывания и параллельно плоскости, на которой
установлен кран, на подветренную площадь крана (для нерабочего
состояния); р = 15 м; р! “ 30 м; р2 = 20 м —соответственно расстоя-
ния от плоскости, проходящей через точки опорного контура, до
Центра приложения ветровых нагрузок 17ь !У2; а — угол наклона
(Уклон пути) крана (для железнодорожных, гусеничных, автомо-
нльных, пневмоколесных при работе с выносными опорами сх =
= ГЗО', без опор а = 3°; для башенных а = 2е); Ос = 2 тс — вес
стрелы; 6$ = 8 тс — вес башни; Спл = 8 тс — вес поворотной плат-
формы; Сбл = 25 тс — вес балласта на поворотной платформе; Си
= 29,8 тс — вес неповоротной части крана; гх - 1 м — расстояние
от оси вращения крана до корневого шарнира стрелы; ах ~ 2 м —
расстояние от оси вращения крана до центра тяжести поворотной
платформы; а2 — 3,5 м — расстояние от оси вращения крана д0
центра тяжести балласта на поворотной платформе; а3 = 1м — рас-
стояние от оси вращения крана до центра тяжести башни.

Согласно Правилам Госгортехнадзора коэффициенты грузовой
устойчивости определяются для трех расчетных положений [10].

Предварительные расчеты. Кран установили па горизонтальной
площадке. Силы ветра и инерции не учитывают. Тогда

, _ Явдст _ 6 (а + Г) .

(348)

где Л1ност — восстанавливающий момент;

Л1олр — опрокидывающий момент.

Окончательные расчеты. Определяют коэффициенты грузовой
устойчивости при действии статических, ветровых, инерционных и
центробежных сил.

Расчетные положения:

I.	Стрела крана расположена перпендикулярно (в плане) к реб-
ру опрокидывания, наклон и ветер в сторону груза,

II.	Стрела крана расположена под 45° (в плане) к ребру опроки-
дывания, наклон и ветер также в сторону груза.

Формула коэффициентов грузовой устойчивости:

х х,  .	66(бпр+С) паН

6 [(Ь +с) сов а Л, мп а] д00_л2/у	(900—~~ ц! (а ,

С2(с —*)

, ........................................................

+	О(а-й)

> 1,15,	(349)

где Н± — расстояние от центра тяжести крана до плоскости, про-
ходящей через точки опорного контура;

02 — скорость горизонтального перемещения оголовка стре-
лы;

у* — скорость вертикального перемещения оголовка стрелы;

ОПр — вес стрелы, приведенный к оголовку стрелы;

с — расстояние от плоскости, проходящей через ось враще-
ния крана параллельно ребру опрокидывания, до центра
тяжести крана.

Члены иучитывают при определении коэффициента
устойчивости вдоль пути.
66(Опр + 0л<й

I Член -<900 _	учитывают только для II расчетного по-

ложения.

Расстояние (рис. 16) от оси вращения крана до центра тяжести
(гор изо нтальн ая коор дин ат а)

/Ьс \

+ г) + С6^- сблаг — спла<

с =	=	О	=

/01 х

2/^ + 1)4-8. 1—25 .3,5 —8-Й

=	!------------------- = —0,85 м. (350)

/До	1

Знак минус показывает, что центр тяжести смещен влево от оси
вращения крана.

Расстояние от плоскости, проходящей через опорный контур, до
центра тяжести крана

Гол СсЛ + ^ + ебл^ + ^ + ол

111 “ ~7Г~ ~	с

_ 2-32 + 8. Щ + 25.4 + 8.2+29.8.1 = м>

где К2 ~ 18 м; /г3 — 4 м; /г4 = 2 м; й5 = 1 м — вертикальные коор-
динаты весов башни, балласта платформы, платформы
и неповоротной части.

Рис. 106. Схема определения координат центра тя-
жести крана в рабочем состоянии
Приведенный вес стрелы к головке стрелы

(/,	1 Ь

Опр = т = т = °’375 тс-

Вес стрелы, приведенный к головке, определяется из закона по-
стоянства кинетической энергии стрелы:

6сУг  0пр-4

где V^, V2 — соответственно скорости движения середины и конца
стрелы при изменении вылета.

Так как в начальный момент стрела занимает горизонтальное
положение (г4 = 0), то

„	3,14*0,3*21 л _

= ^ = “30“ =	30	= °.65 м/с,

где пс — частота вращения стрелы при изменении вылета (см. рас-
чет механизма изменения вылета, где за 36 с происхо-
дит полное его изменение).

Тогда коэффициент устойчивости (предварительный расчет)

< _ 6 (с + Ь) _ 72,8(0,85 + 3) _ 1 47	1 д

К	10(22 — 3)

Окончательно коэффициенты грузовой устойчивости определя-
ют по видоизмененной формуле, как частное от деления момента
удерживающих сил, с учетом моментов сил инерции, центробежных
и ветровых, на момент опрокидывающий от груза относительно реб-
ра опрокидывания, т, е.

Л4уд -	— М2 — Л43 -	- Л1& - ЛЦ - Л17 - /Иа - М9

АД “	д]

>1,15.	(352)

Момент удерживающих сил с учетом уклона пути в сторону гру-
за (положение I):

поперек пути

Муд = С [(с + Ь) соз а — й± 81П а] — 72,8 [(0,85 + 3) 1 —
— 4,8 • 0,0351 = 268 тс  м;	(353)

вдоль пути

Муд = 72,8 [(0,85 + 3,25) 1 — 4,8 • 0,035] = 286,1 тс  м;

положение II

Л4УД = О [(с соз 45° + Ь) соз а — зш а] =

= 72,8 [(0,85 • 0,707 + 3) 1 — 4,8  0,035] = 249,7 тс • м. (354)
Опрокидывающий момент от действия центробежных сил груза
для всех расчетных положений

ЦггаЬ 10 • 0,6--22.32	_ о_

~ 900 — п3А — 900 — 0,6? • 32 ~ тс ‘ м- ($М

Момент сил инерции массы груза и стрелы при повороте
крана учитывается только при положении стрелы под углом 45°
к ребру опрокидывания

66 (°пр + <2)па1{ 66(0,375 4- 10)0,6.22.32 й

(900 — пъН)&3 ~ (900 —0.6? • 32)9,81 • 5 ~ 1С • М. (б.Д>)

Момент сил инерции поднимаемого груза (положение I):
вдоль пути

М3 = ^(а-6) = 9^т^(22-3,25) = 4,24 тс • м; (357)

поперек пути

м3 =	<22 - 3> =4’3 тс •м:

положение II

А13 = йУ1?/(22  0,707 — 3) = 2,84 тс • м.

Момент сил инерции массы груза при разгоне механизма пе-
редвижения (положение I):

поперек пути

М< = 0;

вдоль пути и для положения II

9.81 .3.60 ’ 32 = 3,2$ тс ' м‘

(358)

Момент сил инерции массы крана при разгоне механизма пе-
редвижения (положение I):

поперек пути М& = 0;

вдоль пути и для положения II

Л15 — Л1 — д 81 . з . во *	тс ' м>

Момент сил инерции масс груза, и стрелы в горизонтальной
Носкости при изменении вылета

л^ + ^о,

Ь‘й

Так как у2'=0.

Моменты сил инерции масс груза и стрелы в вертикальной
Носкости при изменении вылета:
положение I
поперек пути

‘ Л1, -	(«->)- (0'37А±1°|№ (22 - 3) =6.93 тс .

вдоль пути

М, = (0,375 + 10) 0,69 (22 _ 3,25) = 6 84 тс , м.

положение II

Л1,	(°.375+10)0,69	. 0 707 __ 3) = 4 58 тс . м

Момент сил ветра, действующих на кран, для всех положений
= №р = 1,807 • 15 = 27,1 тс - м.

Момент сил ветра, действующих на груз, для всех положений
М9 = №1Р1 = 0,225 • 30 = 6,75 тс • м.

Момент груза:

положение I
поперек пути

Мгр = С(а— Ь) — 10(22—3)= 190 тс- м;

вдоль пути

7Игр = 10 (22 — 3,25) - 187,5 тс * м;

положение П

Мгр = 10 (22  0,707 — 3) = 125,54 тс • м.

Окончательно (положение I) коэффициент грузовой устойчи-
вости крана:

поперек пути

,	268 — 2,85-4,3 — 6,93 — 27.1 —6,75	. 1Д

-------—— = 1,10 > !,!□,

вдоль пути

286,1 —2,85 — 4,24 — 3,26 — 3.5 —6,84 — 27,1—6,75	, о2 - 1 1*

А1 =------------------------------------------- = 1,23 > 1,1Ь.

Для положения II (под 45е)

249,7 — 2,85 — 6.63 — 2,84 — 3 26 — 3.5 — 4,58 — 27.1 —6.75 __

А1 —	125,54

= 1,64 > 1,15.
НастоящиГГрасчет коэффициен-
тов грузовой устойчивости являет-
ся наиболее общим. Если на кране
невозможны одновременно все дви-
жения, то соответствующие слагае-
мые числителя будут равны нулю.

Например, если крап стацио-
нарный или не передвигается с гру-
зом, то М4 = О, Л16 = 0.

Если изменение угла наклона
стрелы — движение установочное,
то = 0 и Л17 = 0.

Если кран работает в закрытом
помещении, то = 0, Л!Р = 0.

Для кранов с переменной гру-
зовой характеристикой необходимо
определять коэффициенты устойчи-
вости как при максимальном, так
и при минимальном вылетах*

Краны, имеющие несколько раз-
личных рабочих скоростей меха-
низмов, необходимо проверять на
устойчивость при всех возможных
неблагоприятных сочетаниях на-
грузок и скоростей.

III. Расчет коэффициента соб-
ственной устойчивости (рис. 107)
производят по формуле

, О [(6 — с) СО5 а — Лх яп а]

>1,15,	(359)

Рис 107. Расчетная схема опреде-
ления коэффициента собственной
устойчивости

где в числителе — удерживающий

момент, возникающий от веса

крана;

в знаменателе — опрокидывающий момент, возникающий от сил
ветра при нерабочем состоянии.

В соответствии с Правилами Госгортехнадзора коэффициент
собственной устойчивости определяют для следующих условий:
кран находится внерабочем состоянии, груза на крюке нет, стрела
максимально поднята вверх, уклон пути в направлении противове-
са. Со стороны стрелы действует ветер с напором г/0 = 35 кге/м2.

Удельная ветровая нагрузка

где Р 1 + тп; — коэффициент, учитывающий динамичность воздей-
ствия ветрового напора, зависящий от коэффициен-
та пульсации ветра /п и коэффициента динамич-
ности Е = ^(Т’);

Т — период собственных колебаний крана, с.
Для башенных кранов

Т = “]Л^’	(360)

где /7б ~ 30 м — высота башни;

Лс = 21 м — длина стрелы;

а= 1,9 —коэффициент, зависящий от вылета крюка и гру-
зоподъемности;

у=1,0 — коэффициент перегрузки при расчете по допус-
каемым напряжениям;

7 = 1,1 — при расчете по предельным состояниям,
или	7= 1,9]/2,28 с.

Тогда р = 1,79.

Окончательно для второго района

ш)1ер = 35 • 1,5  1,79 . 1,83 = 172 кгс/м3.

Сила давления ветра на стрелу

1ГС = 7с©„ер — 6 • 172 = 1032 кгс,
где Рс — наветренная площадь стрелы (гл. IV, § 1).
Сила давления ветра на башню

№б = Гдонер = 13,5 • 172 = 2322 кгс.

Сила давления ветра на платформу и балласт

Гп + Гб. „ = (Гп + Р6. п) ®нер = (4,5 + 3,3) 172 = 1341 кгс.

Горизонтальная координата центра тяжести крана (рис. 108)
/1с \

у °С (У с°5 ₽ + гг) + °бй» — °б.	— °плй1

с — —= — ------------------—~-----------------—

о	о

/21	\

—2 ~ * 0.42+ 1—8 - 1,0 + 25 * 3,5 + 8 • 2

=	=1,16 м.

Вертикальная координата центра тяжести крана

6[}ц °с (й +	"2--) + 0(5,12	°б. п,!з + °пл,14 +

Л1 = —— -	с	=

2 (32 4- Ц 0,42') + 8-18 4- 25 -4 + 8.2 + 29.8 • 1

= 3------------------------------------------ 4,98 м.

I

Коэффициент собственной устойчивости

. _ 72.8 [(3— 1,16) 1 —4.98 • 0.05] =	. )г-

— 1,032 • 36 + 2,322 • 15+ 1.341 • 1	’	'
При коэффициенте устой*
чцвости менее 1,15 необходимо
найти конструктивный выход:
увеличить или уменьшить вес
балласта, увеличить расстоя-
ние от оси вращения крана до
центр а тяжести балласта; уве-
личить базу или колею крана
с сохранением весовых дан-
ных.

6, Расчет металлоконст-
рукций башенных кранов. Ме-
таллоконструкция башенного
крана состоит из стрелы,
башни, поворотной платфор-
мы, противовесной консоли и
неповоротной рамы.

На башенных крапах при-
меняют преимущественно кон-
струкции из проката. Стрелы
изготовляют трех- или четы-
рехугольного сечения из угол-
кового проката или из труб.
Пояса между собой связаны
раскосами и стойками. По
форме стрелы выполняют с
сечениями, переменными но
длине: корневая секция обыч-
но имеет расширение в верти-
кальной плоскости, а в плос-

Рис. 108. Расчетная схема определения
координат центра тяжести крана в нера-
бочем состоянии

костн стрелы сужение (от шарнира). Для башенных крапов наи-
более распространены прямые стрелы с параллельными поясами
в средней части.

Расчет стрелы, Исходные данные: грузоподъемность ф = Юте,
вылет крюка Л = 22 м, длина стрелы Ьс = 21 м, вес стрелы бс —
“= 2 тс. Другие параметры будут приняты из предыдущих расчетов.

Высота стрелы (табл. 42) в среднем сечении

А	22

сс = (0,9*.. М)^ =0,9*55 = 0,86 м.

Ло	Ло

Принимаем сй = 0,9 м. Шаг раскосов (длину панели) принимаем
также равным 0,9 м. Расстояние между опорами в корне стрелы

6 = (0,07 . .. 0,1) Ц = 0,07- 21 = 1,5 м.

Расстояние от центра пяты стрелы до оси стреловых блоков
На головке башни

йг=(0,8 ... 1,2)4 =0,8-= 5 м.

од)
Габаритные размеры поперечного сечения башни

= (0,9 ... 1,1)^ = 0,97.§= 1,45 м.

На стрелу действуют нагрузки от собственного веса стрелы, веса
груза, сил ветра, сил инерции в горизонтальной и вертикальной
плоскостях.

Усилие, сжимающее стрелу, от действия груза и собственного
веса стрелы (рис. 101)

<21 Лс со5 щ + у) + се Р»С05 а< + у]

5СЖ. I =	>	(361)

где схг — фактический угол наклона стрелы;

Л,- — минимальное расстояние от закрепления стрелового
полиспаста до линии действия сжимающего усилия в
стреле для различных положений стрелы;

5сжл —сжимающее усилие в стреле;

си — расстояние от корневого шарнира до центра тяжести
стрелы. При горизонтальной стреле

10 000 /й1  1+4) +2000^10,5 • 1+4)

5сж. так — ------------Уу	" = 47 320 кгс;

при поднятой стреле на 65°

10 000 [21  0.42 + 4) + 2°™ (10-5 • 0,42 + 1)

5Сж. пип="	" ” у|	= 32 915 кгс,

Зтесь Л, = 3,1 м — определенное по графику (рис. 102), соз 65° =
= 0,42,

Изгибающий момент в среднем сечении стрелы от веса стрелы в
горизонтальном положении больше, чем при наклонном, и равен

ССЛСС05О 2000 21-1	1П-ЛЛ „

Л1И = у —2— =  --------2^	10 500 КГС ’ ’

при наклонном положении

2000 21 - 0,42 л-ш

Л1И =	. —$----- = 4410 КГС - М.

Нагрузка ветрового напора па боковую поверхность стрелы
с = Цссадппв = 21  0,9  0,3 - 15 • 1,5= 127 кгс.

Момент ветрового напора, изгибающий стрелу в горизонталь-
ной плоскости,

в. с 7 с	127 21 с с л 7

Л4В= 2 у ”	* у — 669,7 кгс * м.
Момент инерционных сил при подъеме стрелы (в плоскости
стрелы)

Мн — уРинСО5а= у56 . 1 • у = 147 кгс-м, (362)

где Рин = т<а = 203,9 • 0,275 = 56 кгс — сила инерции стрелы;

^ср ОД57 п Г1«г' я

а =	~ 0,275 м/с2 — ускорение центра тя-

жести стрелы;

21

0Ср =	= 0,015 • “2 = 0,157 м/с — линейная скорость дви-

жения стрелы при пуске
механизма подъема
стрелы;

шс » 0,015 рад/с — угловая скорость.

Момент инерционных нагрузок, изгибающий стрелу (в плоскости
стрелы) при повороте,

М = Лре = 500 886 - 0,0133 = 6661 кгс - м,
где УПр — момент инерции масс стрелы и груза;

3,14  1 л л , Ал , О

е =	= зо . 7 = 0,0133 рад/с2 — угловое ускорение при пово-

роте крана;

лкр = 1 мин"1; /п = 7,88 с*

Момент инерции массы стрелы

/'= пк у = 203,9 • Л1— = 7492 кгс-м * с2.

Момент инерции массы груза

</' = т . А2 = 1019,4 - 222 = 493 374 кгс - м - с2.
Суммарный момент инерции масс груза и стрелы
Л1Р = 7 + Г = 493 374 + 7492 = 500 866 кгс - м> с2.
Суммарное сжимающее усилие в верхнем поясе стрелы склады-
вается из усилия сжатия от действия груза, веса стрелы, инер-
ционных нагрузок в плоскости стрелы и из плоскости стрелы:

2-	2

= 4Ш + 1^ + 0.6697 + 0;147 + 666 = 43 63 тс> (363)

Сжимающее усилие в одном поясном уголке

п	43.63 _О1О1

Рсж ~ 2 —~ 2 ~ 21,81 тс.
Напряжение в поясном уголке

Р

°СЖ — Меж»	(Зб4|

где Г = 12,8 см2 — площадь поперечного сечения уголка 75 х
X 75 X 9 с минимальным радиусом инерции
гтгп = 1,46 см;

<р — коэффициент понижения напряжений, прини-
маемый в зависимости от гибкости (прил.
ЬХХУШ).

Гибкость поясного уголка

Х=Л = т1 = 51’4’
гш1п М6

где /р — расчетная длина уголка между узлами с учетом закрепле-
ния раскосов.

Тогда ф = 0,89 и напряжения осж —	= 1914 < 2100 кгс/см2.

Поясные уголки на растяжение не проверяем, так как’долуска-
емые напряжения растяжения больше допускаемых напряжений
сжатия.

Раскосы стрелы рассчитываем на условную поперечную силу,,
принимаемую постоянной по всей длине стрелы и равную

<Э' = 20Г6р,	(365)

где /"бр — площадь сечения поясов стрелы, см2;

<2' = 20  4 • 12,8 = 1024 кгс.

Усилие в раскосах от условий поперечной силы при угле
наклона раскосов к оси, равном 45°,

,, Р' 1024

— 2 <Ю8 45° — 2 •0,71 ~ 720 КГ0,

Напряжения сжатия в раскосах

.. 3.

ч^р ’

О'сж

где Гр = 3,03 см2 — площадь поперечного сечения раскоса из угол-
ка 56 X 56 X 3,5 с минимальным радйусоМ
инерции гт1п = 1,12 см.

Гибкость раскосов

х__к=ИИ+та_П4<и_120

гш1п

Тогда ср = 0,52 и напряжения в раскосах

Осж = 0,52 • 3,03 = 457 кгс/см2 <	= 2100 КГС/СМ2.
По напряжениям можно было бы принять уголок меньшего се-
чения, однако по гибкости не рекомендуется.

Производим проверку общей устойчивости стрелы как решетча-
того стержня переменного сечения.

Момент инерции наиболее слабого головного или корневого се’
чения стрелы (75 X 75 X 9)

V /; = 41х + ГЛ2 =4-66,1 + 12,8 - 302 = 11784 см4. (366)

Минимальный момент инерции среднего сечения (75 х 75 х 9)
24 = 4 • 66,1 + 12,8 • 902 = 103944 см4.

Расчетная длина стрелы в плоскости подвеса груза
/расч —	(367)

где р — коэффициент длины, зависящий от закона изменения мо-
мента инерции сечения по длине стрелы.

Если	= 0,113, то р= 1,66 [11].

Г юл		-	•	...

Тогда

/рас, = 1,66 • 21 = 34,86 м.

Фиктивная гибкость стрелы

Хо_^ч = 34|6=77<р] = 12О)
{ т 1 п

Таким образом, при данной геометрии стрелы и поперечных се-
чениях общая устойчивость стрелы обеспечена, так как ее гибкость
меньше допустимой.

Расчет сварных и болтовых соединений стрелы. Нормальные на-
пряжения в сварном шве, соединяющем поясной уголок с фланцем,

Ц — ТПГ Мсв,

Где Рсж = 21,81 тс —- расчетное осевое усилие;
/ш — 300 мм — длина шва (принимаем);

6 = 6 мм — катет шва;

„	21810	1О11 .	, .

С = 3070$ = 1211 КГС/СМ’

[о1св = 1800 кгс/см2 — допускаемые напряжения для сварных
ШВОВ.
Напряжение среза в сварных швах раскосов

т =

Ле_

У_|

[Т1сб

где ^р — 720 кгс — наибольшее усилие в раскосе;

== /ШЛШ = 0,5'0,6 = 0,3 — расчетная высота сечения шва;

/ш = 8 см — длина шва;

Мсв — 1300 кгс/см2 — допускаемое напряжение на срез

тСЕ = а = 300 кгс/см2 < 1300 кгс/см2.

0,0  о

Расчет болтового соединения поясных уголков ведем по максималь-
ному усилию в поясном уголке при креплении секции четырьмя
болтами М28 из стали Ст 4, исходя из действия сил ветра и собствен-
ного веса стрелы при ее горизонтальном положении, так как сжи-
мающее усилие в стреле для болтов является разгружающим.

10 500 ,
0,866

669,7	1

0,866	12 020 кгс,

где /в, 1г — высота вертикальной и горизонтальной ферм стрелы
по нулевой линии.

Нагрузка на один болт

п Р 12 020

Ро -- т -- ~2~ == 6010 кгс.

Напряжение в болте

— с Н~ а3,
1 б

где =	=	2— — 5,3 см2 — площадь поперечного сечения

болта;

оэ =—напряжение в болте от за-
тяжки,

К! _ 30-25 _5	2

Г "о^з"О,2.2.63 КГ /СМ ,

ТС — усилие на ключе, кгс;

I —длина ключа, см;

4 — диаметр болта, см.

Тогда напряжения в болте

Ор —	-4-213 = 1347 кгс/см2 < [а]р.

э. о

Допускаемые напряжения для болта из стали Ст4
[о]р = 0,7[сг]р - 0,7 . 2100 = 1470 кгс/смЧ
Расчет башни. На башню действуют сжимающая сила от веса
башни, стрелы, груза и усилия в стреловом полиспасте, который
расположен параллельно башне, а также момент от сил ветра. Об-
щая сила, сжимающая пояс башни, от вертикальной нагрузки

п сб + Сс+ <?+5п. тах _ 8000 + 2000 + 10 000 + 48 600

Гсж —	4 — —	4	—

= 17 150 кгс,	(368)

где Об, Ос. — соответственно вес башни, стрелы и груза;

5Птах —усилие в стреловом полиспасте, определенное по
формуле (339).

Момент сил ветра, изгибающий башню,

М = (Гб + 1ГС) р + ^гРР1 - (775 + 344) . 15 +
+ 225-32 = 23 985 кгс-м,

где слагаемые определены в гл, IV, § 1.

Усилие в поясе башни от изгибающего момента по нейтраль-
ной оси

п1	23 985	0 071

Рсж ~Ъ&6~ 2  1.45 “ 8 27 КГС‘	(369)

Суммарное усилие в поясе башни

Е Р = Рсж + Л'ж = 17 150 + 8271 = 25 421 кгс. (370)

Напряжение в поясном уголке

Р= 17,2 см2—площадь поперечного сечения поясного уголка
100 X 100 X 8 с минимальным радиусом инерции
= 2,18 см.

Гибкость поясного уголка

>- = + = Пг=68,8,
гшт

где /р — 1500 мм — расчетная длина поясного уголка между узлами.
Тогда — 0,82 и напряжение

Осж = р2'?	= 1802 кгс/см2 < 2100 кгс/см2 = [а].

Моменты сил ветра, действующего на груз и стрелу, и сил инер-
ции массы груза и стрелы скручивают башню при повороте (гл. IV,

Мкр = Мгр + А4етр + Мб + М„а = 3030 + 4128 4- 387 + (0,615 +

+ 0,043) ^+^ 971,42 • 0,85 = 62086 кгс • м, (371)
Решетка граней башни воспринимает поперечную силу

(2 = ^=ЙВ = 21 409 кгс-

(372)

§ 2. Расчет гусеничного крапа

Гусеничный крап состоит (рис. 109) из поворотной платформы 2
с силовой установкой, механизмами и кабиной, гусеничного хода /
опорно-поворотного устройства 3, стрелы 4, гуська 5, грузозахват-
ного органа 6,

На поворотной платформе (рис. 110) размещены силовая установ-
ка — дизель-электрическая /, лебедка главного подъем а 5, лебедка
вспомогательного подъема 2, стрелоподъемная лебедка 3, механизм
вращения 6, кабина управления 4. В качестве силовой установки на
этих кранах применяются преимущественно двигатели внутреннего
сгорания с дизель-электр ичес кой или дизель-механнческой системой
привода. Гусеничные краны, имеющие силовую установку на пере-
менном токе, могут работать от внешней сети.

Краны типа СКГ грузоподъемностью 40,63, 100, 160, 250 тс вы-
пускаются с различными видами рабочего оборудования: трубчатые

Рис. 109. Схема гусеничного крана (СКГ 30/7,5)
Рис 110. Поворотная платформа гусеничного крана

стрелы с короткими гуськами и стрелы-башни с длинными гуська-
ми (до 50 м), Компоновка механизмов принята единая. Так, для ме-
ханизмов подъема — двухдвигательный привод с дифференциалом,
редуктор, канатный барабан. По такой схеме включаются четыре
скорости: / — от одного двигателя; 2 — от другого двигателя; <3 —
от обоих двигателей, вращающихся в одном направлении; 4 — от
обоих двигателей, вращающихся в разных направлениях (посадоч-
ная скорость).

Механизмы передвижения выполняются с индивидуальным при-
водом по нескольким схемам в зависимости от габаритов ходовой
части. Так, например, в кране СКГ-40 электродвигатели с двумя
редукторами и одним центральным редуктором размещены внутри
неповоротной рамы, а далее вращение передается па бортовые ре-
дукторы, В кране СКГ-160 схема привода значительно проще и раз-
мещена симметрично и соосно.

Опорно-поворотные устройства крапов выполняют шариковы-
ми, роликовыми или комбинированными — шарико-роликовыми.
При сравнительно малых нагрузках предпочтительно применение
шариковых, а при больших нагрузках — роликовых устройств.
Аналогичные конструктивные схемы применены в гусеничных
кранах типа МКГ.

1. Расчет механизма подъема. Исходные данные: грузоподъем-
ность = 40 тс; режим работы средний (ПВ = 25%); коэффициент
полезного действия (общий) т]м = 0,8; полиспаст простой и — 6;
Диаметр каната = 27,5 мм; диаметр барабана Об = 800 мм. Кран
общего назначения. Скорости подъема груза: максимальная =
ОД 17 м/с и минимальная = 0,0133 м/с. Кинематическая схема
Представлена на рис. 111,

Статическая мощность главного двигателя

V ^’гпах 40 000-0.117 г7пс1П

лг‘₽ = ж; = 102  0.8 - = 57>35 кВт-
Рис. 111. Кинематическая схема механизма подъема гусе-
ничного крана:

а — лебедка основного подъема, б — реверс

Статическая мощность вспомогательного двигателя

.г 40000.0,0133 г ГС1 о
102-0,—= 6’52 КВ1'

По каталогу (прил. XXXV) выбираем двигатель типа МТН 612-10
с параметрами Л\ = 60 кВт, п. = 565 мин-1, 7Р = 0,535 кгс  м • с ,
Л4тах = 320 кгс • м и двигатель МТКЕ 112-6, У2 = 5,8 кВт, п =
= 870 мин-1, = 0,0066 кгс  м  с3, Мтах = 53 кгс - м. Ско-
рость навивки каната на барабан:

максимальная нк — с'тохм = 0,117 • 6 = 0,702 м/с;
минимальная ук =	= 0,0133 • 6 = 0,0798 м/с.

Частота вращения барабана:

60»к	60 - 0.702 1С

максимальная = —тт- = гп—кт — 16,/7 мин 1

ЛОц о,14 • О.о

60-0.0798	, П1

минимальная Пб = -^-гл—7-5-= 1,91 мин *•

о,14 • О,о

Передаточные числа редукторов:
/I	л о *7

минимальное	= 33,7;

р пб 16,77	’

870	-г,- г-

максимальное ир = — _ 455,5.

Передаточное число вспомогательного редуктора
,	455,5	. о с

Мр~ 33,7 “ 3’5’
Разбиваем передаточные числа редукторов по ступеням. В глав-
ном редукторе:

первая ступень

	«1=:7=§=4-2б;	•

вторая ступень

г3 ~ 13 “ 8’^3'

Передаточное число главного редуктора

иГЛ - 4,26 X 8,23 - 35,05

и отличается от необходимого менее чем на 5%. Следовательно, из-
менится и скорость подъема груза

Утах = Утах = 0,117	= 0,112 М/С,

Определим частоту вращения водила дифференциала при двух
включенных двигателях

(373)

71 "Г г2

где гь П1 — число зубьев и частота вращения конической шестерни
вала главного двигателя;

г2> п2 — число зубьев к частота вращения конической шестерни
выходного вала вспомогательного редуктора.

При работе двигателей в одном направлении

15  565 + 15 * 33,7

пй —---------------- — 299,35 мин Ч

м	1а +

При работе двигателей в противоположном направлении

15  565 —- 15 * 33,7 лее с- -1
п0 =-----,с  1г--= 265,6о мин \

у 15+15	’

Соответственно частоты вращения барабанов:

«I)   299,35

игл 35,06

= 9.81

мин г;

265,65	- -о

Пб= ШГ7-78 мии 

Скорости подъема при двух работающих двигателях:

_ Ддбпб
“ 60и

3.14 • 0,8 • 9.81 ппсо ,
—ттг-т------ 0,068 м/с;

60 • 6	’	11

_ 3,14 - 0,8. 7,78 _

С'гр —	60.6	'

0.051 м/с.
Определяем количество зубьев и передаточное число вспомога-
тельного редуктора:

первая ступень = 22, ?2 = 71;

вторая ступень г3 = 18, г4 = 75.

Общее передаточное число вспомогательного редуктора

Ивс ~ Ч «3 = 22 ' 18 ~ 13,4°*

Окончательно определяем минимальную скорость

= °-0133 СПГ?4да = °'0128

Проверка двигателей на нагрев и по пусковому моменту, опре-
деление тормозного момента и выбор тормоза производятся так же,
как и для поворотного стрелового крана с вращающейся колонной.

2.	передвижению крана и параметров

механизма. Статическое сопротивление передвижению крапа обыч-
но определяют при нормальном движении и при передвижении на
криволинейном пути соответственно:

Гс = Гтр + Ггр + Гв +ДГУ,	(374)

Гс = 1,2ГтР + Ггр + Ги + Гу.

Сопротивление трению гусеничного хода (без учета потерь на
верхних поддерживающих роликах и без учета сопротивления от
неравномерности движения гусеничной ленты):

Гтр == (0,05 ... 0,07) С соз у = 0,07 - 57 - соз 20° = 3,71 тс; (375)
ГТР1 = (0,05 . .. 0,07) (С + 6) соз у 1 = 0,07 > 97 * соз 3° = 6,72 тс,

где С — вес крана;

О = (0,9...1,5) С = 57 тс;

(2 — вес груза;

у — угол наклона, при передвижении без груза у = .20°, с гру-
зом — 71 = 3°,

Сопротивление передвижению, вызванное деформацией грунта,
№гр = ДС соз V = о, 1 • 57 . соз 20° = 5,3 тс; (376)

ГГР1 = /с (О + (?) соз Т1 = 0.1 (57 + 40) соз 3° = 9,6 тс,

где [с — коэффициент сопротивления, определяемый по табл. 46.

Сопротивление сил ветра, действующих на кран и па груз:

Н7» = №КР + Г гр;

^в = /7Кр<7оПвс₽+Ггр(?йе1= 27 • 15 • 1. 1,5 • 1+ 22 • 15 • 1 = 0,937тс,

где Ркр — наветренная площадь крана, Гкр = 27 м8; р, д6, пв, с, с1г
Ргр (см. расчет механизма передвижения гл. IV, § 1).
Таблица 46

Значение коэффициента сопротивления трению /с

Характер поверхности дороги	«  /с	
Шоссе с булыжным покрытием	0,05	... 0,06
Сухая твердая грунтовая дорога	0,06	... 0,09
Мокрая песчаная дорога	0,09	... 0,12
Сыпучий песок	0.1	... 0,15
Дорога с обледенелым покрытием	0,03	... 0,04

Сопротивление сил, вызванных уклоном:

с грузом при у = 3° №У1 = (С + О) 51П уг — (40 + 57) 81п 3° =
4,85 тс;

без груза при у = 20° №’у — С ат у = 57 ат 20° = 19,38 тс.

Общее статическое сопротивление передвижению при груженом
кране

Гс = 6,72 + 9,6 + 0,937 + 4,85 = 22,11 тс;

при йена гр уженном кране

Гс = 3,71 + 5,3 + 0,607-+ 19,38 = 28,99 тс.

Наибольшее статическое сопротивление передвижению на пря-
молинейном пути

№с = (0т4...0,5)0 = 0,5 • 57 = 28,5 тс.	(377)

Сопротивление передвижению крана на криволинейном пути

Гс= 1,Жр + №гР + ^.+№к,

где 117к — дополнительное сопротивление па кривой при условии,
что поворот осуществляется вокруг центра заторможен-
ной гусеницы,

гк = 0,5ц« (6 + 9) §- = 0,5 • 0,6 - (57 + 40)	= 32,7 тс, (378)

Ц7К =0,5им0 = 0,5 • 0,6 • 57	19 2 тс

где р0 = 0,5 . . , 0,6 — коэффициент трения гусеницы по грунту;

Д р= 4+ м — расстояние между осями звездочек гусеничной
тележки;

В = 4 м — расстояние по центрам гусеничных тележек.
Остальные слагаемые определены выше.

Мощность двигателя привода механизма передвижения опреде-
ляем для случаев: I — движение крана с грузом по прямолинейно-
му пути; II — движение крана без груза по криволинейному пути;
III — движение крана без груза при уклоне 20°;
Случай I: И7С — 22,14 тс.

Случай II:

1ГС = 1,2И7тр +	+ 1ГУ + №к = 1,2 • 3,71 + 0,607 + 2,85 + 19,2 =

= 27,11 тс.

Здесь 1ГУ = О 81П 3° = 57 • 0,05 = 2,85 тс.

Случай III: №с = 28,99 тс.

За расчетный принимаем случай III.

Мощность привода при установившемся движении

28990- 0.133 .г с п

“ 102?|м ~ 102 - 0,83	4°'5 кВт'

где ок = 0,133 м/с — скорость передвижения крана;

т]„ = 0,83 — к. п. д. механизма передвижения.

По каталогу принимаем два электродвигателя МТГ 411-6, М ==
= 27 кВт, п = 955 мин-1, /р = 0,051 кгс • м - с2, Л1П.тах=
= 65 кгс  м.

Общее передаточное число каждого из приводных механизмов
_______________________л __9о5 ___ осо
“ “	~ 3^3 — 2О<5,

где Пзв — частота вращения приводной звездочки,

_ 60^кр _ 60 - 0,133 _

— тГО38— 3,14-0,7 “

3,63 мин \

О-л = 700 мм — диаметр звездочки.

Проектируем редуктор, на выходном валу которого устанавли-
ваем приводную звездочку.

Производим проверку выбранных по нагреву и по пусковому
моменту двигателей.

Тормозной момент должен быть достаточным для удержания
крана на наибольшем уклоне на твердой дороге, т. е.

. . _ 1	(Ч^у. тах "Ь Ч7тр т[п Ч гр. т;п) Чм^гв

Т~	2«м

1,25(19,38 + 0.607 — 2.65 — 3,18) л со о •? ото	/ото\

=—:—-—---------2~26'3------------	’ О’7 = 23’$ кгС ’ М’ ™

где Я7тр. т,п = 0,05 О соз у = 0,05  57 соз 20° = 2,65 тс — минималь-
ное сопротивление от сил трения;

Й7гр. пйп= /С соз у = 0,06  57  соз 20° = 3,18 тс —минимальное
сопротивление передвижению от смятия грунта.

Тормоз должен обеспечить поворот крана на твердом грунте, т. е-

м _ 1 -25	~	~ ^Гр, т1п + Гу, т!п + Г„, т1п) РЗЕТ|Ы

Т	4“м

= 1,25(19,2—3.71—3,18+2,854-0,607)0,7	_	47	(М0)

4 ’
где Му. пмп = Озту = 57 000-51П 3° =
-г 2,85 тс — минимальное сопротивле-
ние от уклона пути.

По каталогу (прил. ХЫХ) прини-
маем тормоз колодочный с коротко-
ходовым электромагнитом ТТ-250 с
тормозным моментом Мт= 40 кгс - м
и регулируем на расчетный момент.

Расчет механизмов поворота и из-
менения вылета производим анало-
гично расчету механизмов башенного

Рис. 112. Схема раздвижного
гусеничного хода

крана.

3.	Устойчивость гусеничных кра-
нов. На гусеничные краны, как и на

башенные и железнодорожные, распространяется действие Правил
устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов.
Следовательно, методика расчета коэффициентов устойчивости гусе-
ничных крапов аналогична изложенной.

При определении коэффициентов устойчивости поперек гусениц
за ребро опрокидывания принимают наружные опорные катки;
вдоль гусеницы — ось натяжной или приводной звездочек. По-
скольку гусеничные краны переменной грузоподъемности имеют
стрелы различной длины с гуськами или без них, то коэффициенты
устойчивости должны, как минимум, определяться при наибольшем
и наименьшем вылетах (соответственно наименьшей и наибольшей
гр узоподъемности) .

Устойчивость гусеничных кранов может повышаться за счет уве-
личения расстояния между гусеницами путем применения раздвиж-
ного гусеничного хода (рис. 112).

В транспортном положении (положение /) гусеничные тележки 1
находятся в непосредственной близости с неповоротной платфор-
мой 2.

Перед работой механизмом передвижения гусеничные тележки
поочередно самоходом удаляются от неповоротной рахмы па специ-
альных поводках 3 и занимают положение II. В транспортное поло-
жение кран складывается в обратной последовательности.
ГЛАВА V

РАСЧЕТ ОБЪЕМНОГО ГИДРОПРИВОДА
МЕХАНИЗМОВ КРАНА

§ 1, Требования к объемному гидроприводу

Объемному гидроприводу механизмов крана присущ ряд особен-
ностей, обусловливающих методику его выбора и расчета.

1< таким особенностям относятся:

способность гидромашин работать при скоростях вращения, су-
щественно отличных от номинальных, без уменьшения развиваемо-
го ими момента;

хорошие динамические свойства, обусловливающие возможность
применения гидропривода при частых пусках и остановках (режи-
мах, характерных для механизмов крана);

возможность пуска вхолостую первичного двигателя, так как нет
жесткой кинематической связи между ним и механизмом;

малые габариты и вес гидромашин при высоких значениях номи-
нальной мощности и к. п. д,;

увеличенное по сравнению с электромеханическим приводом
число элементов привода, в связи с чем необходим больший объем
информации для их выбора и расчета,

.Правильная оценка этих особенностей во многом предопределя-
ет эффективность применения объемного гидропривода в механиз-
мах крапа. Эта эффективность достигается выбором рациональной
схемы гидропривода, обеспечением точности работы механизмов и
ограничением динамических нагрузок в их звеньях. Существенную
роль играют также габариты, вес и стоимость привода.

Габариты и вес привода зависят, в основном, от типоразхмера
гидромашин и приводного электродвигателя, которые выбираются
исходя из назначения механизма, грузоподъемности, режима рабо-
ты крана и подлежат определению в процессе расчета.

Стоимость привода зависит от типоразмера элементов и освоения
их промышленностью. Применение нормализованных элементов
привода способствует снижению его стоимости.

При выборе схем гидропривода механизмов крана необходимо
учитывать,что перемещение груза в вертикальной и горизонтальной
плоскостях связано с затратами энергии на его подъем и разгон
механизмов и выделением энергии при опускании груза и торможе-
нии механизмов.

Кроме того, в соответствии с Правилами Госгортехнадзора, меха-
низмы подъема, а также механизмы передвижения при скоростях
более 40 м/мин должны снабжаться тормозами, обеспечивающими
’ остановку механизмов при возникновении аварийных ситуаций.

Следует также учитывать особенности конструкций механизмов,
гидромашин и гидроаппаратуры и технико-экономические факторы,
г определяющие эффективность применения гидропривода.

Схема гидропривода должна обеспечивать:

преобразование или рассеивание энергии, освобождающейся при
опускании груза и торможении механизма. Выполнение этого требо-
вания является обязательным для механизмов подъема, так как в
противном случае опускание груза становится неуправляемым и
может перейти в падение, и предпочтительным для механизмов пере-
движения и поворота, воспринимающих существенную инерцион-
ную нагрузку;

возможность пуска вхолостую первичного двигателя и"работы
насоса без существенного повышения давления на его штуцерах
при заторможенном гидромоторе;

согласование моментов соединения гидромотора с насосом и рас-
торможение его вала;

ограничение максимального давления в гидросистеме;

допустимые значения давления во всасывающих и сливных ма-
гистралях гидромашин;

возможность передачи (в случае необходимости) управляющих
сигналов на регулирующий орган при помощи маломощных уст-
ройств;

возможность применения серийной гидроаппаратуры и гидро-
машин.

При соблюдении этих требований в гидроприводах механизмов
крана могут применяться схемы с объемным и дроссельным регули-
рованием.

При выборе способа регулирования гидропривода следует учи-
тывать:

способность первичного двигателя воспринимать движущий мо-
мент, возникающий на его валу при опускании груза и торможении
механизма. Например, двигатели внутреннего сгорания и двигатели
постоянного тока с последовательным возбуждением плохо воспри-
нимают такой момент, и поэтому применение объемного регули-
рования, при котором освобождающаяся энергия поглощается
первичным двигателем, может оказаться в этом случае нецелесо-
образным;

мощность. развиваемую приводом. Применение объемного регу-
лирования рационально при мощности, превышающей 5 кВт;

характер нагружения механизма. Для механизмов передвижения
и поворота, в которых преобладает инерционная нагрузка и пре-
образование или рассеивание энергии приводом необходимо лишь
Б процессе торможения, в некоторых случаях рационально приме-
нение схемы с дроссельным регулированием и нереверсивным насо-
сом переменной производительности с регулятором расхода, кото-
рая позволяет существенно снизить потери энергии. Для механизмов
подъема такая схема не имеет существенных преимуществ, так как
в любом случае вся энергия, выделяющаяся при опускании груза
рассеивается в дросселе;

регулировочные характеристики объемного и дроссельного ре-
гулирования.

В качестве гидромоторов применяют гидромашины различных
конструкций и исполнений, однако они должны быть обратимыми,
так как в противном случае преобразование энергии приводом ока"
жется невозможным.

В качестве насосов при дроссельном регулировании применяют
гидромашины любых типов, а при объемном — только обратимые.

При выборе распределительной и контрольно-регулирующей
аппаратуры необходимо учитывать кроме их номинального расхода
п давления также некоторые конструктивные особенности. Напри-
мер, при выборе парораспределителей следует обращать внимание
на то, чтобы при их переключении в гидросистеме со стороны насоса
не возникали запертые полости.

Схема гидропривода механизма подъема с объемным регулирова-
нием (рис, 113) включает насос переменной производительности 72,
распределитель 10, гидромотор <5, предохранительные клапаны 9,
систему подпитки, состоящую из резервуара /6, насоса постоян-
ной производительности /5, предохранительного клапана 14, фильт-
ра 3, подпиточных клапанов 11. Кроме того, имеются гидроцилиндр
тормоза 6, гидроусилитель 4 и дроссель 2. Привод насосов осуществ-
ляется от электродвигателей / и 13.

При включении электродвигателя 1 подпиточный насос /5 через
фильтр 3 и подпиточные клапаны 11 заполняет рабочей жидкостью
гидросистему. В системе подпитки поддерживается постоянное дав-
ление при помощи предохранительного клапана 14.

Производительность основного насоса 12 при включении элект-
родвигателя 13 близка к нулю, а небольшое количество жидкости,
которое он может подавать за счет неточности установки регули-
рующего органа в нейтральное положение, проходит через распре-
делитель, минуя гидрохмотор 5, который при этом заторможен. По-
этому пуск электродвигателя происходит без нагрузки.

Для перемещения груза распределитель переключают в рабочее
положение. При этом весь поток жидкости направляется к гидро-
мотору, Одновременно цилиндром 6 производится растормаживание
привода. Согласование времени переключения распределителя н
срабатывания цилиндра 6 осуществляется дросселем 7, Изменение
производительности насоса 12 происходит при помощи гидроусили-
теля, па который подается управляющий сигнал. Дросселем 2 ре-
гулируется скорость отрабатывания этого сигнала, благодаря чему
ограничиваются ускорение вала гидромотора и динамические на-
грузки в механизме.

При остановке груза производительность насоса уменьшается,
а затем переключается распределитель, С помощью обратного кла-
пана 5 происходит быстрое включение тормоза.
0

При опускании груза гидромотор 8 работает в насосном режиме.
Возникает опасность понижения давления на его входе, вследствие
потерь давления в гидролинии, которая соединяет полости низкого
Давления гидромотора и насоса. Для уменьшения гидравлических
Потерь эту гидролинию рационально выполнять в виде трубопрово-
да, соединяющего штуцера насоса и гидромотора, минуя распреде-
литель.

Схема гидропривода механизма подъема с дроссельным регули-
рованием (рис. 114) включает бак 15, насос постоянной производи’
тельности 13, электродвигатель 14, фильтр 12, распределитель 9,
регулятор потока 4, обратный клапан 5, гидромотор 2, гидроцилиндр
тормоза 1. Четырехходовой распределитель состоит из распредели-
|еля 7, переливного клапана 11, клапанов управления высокого 8 и
Рис. 114. Схема гидропривода механизма
подъема с Дроссельным регулированием

низкого 10 давлений.
Распределитель 7 имеет
конструкцию, обеспечп.
вающую плавное изме-
нение его проходного се-
чения. При нейтральном
положении распредели-
теля 7 полости гидромо-
тора заперты и тормоз
наложен, жидкость от
насоса, пройдя через
фильтр 12, поступает к
переливному клапану 11
и сливается через него
в бак под давлением,
оп р едел немым н астр ой -
кой пружины, так как
его полость управления
соединена со сливом.
Тормозной цилиндр так-
же соединен со сливом
и не срабатывает. При
пер емещен и и р асп реде-
лителя в сторону, соот-
ветств у ющую п одъему
груза (на схеме влево),
проходное сечение рас-
пределителя плавно из-
меняется, жидкость по-
ступает к обратному
клапану 5, открывает
его и приводит во вра-
щение гидромотор 2.

Этим же распределителем осуществляется соединение полости
управления переливного клапана с напорной линией гидромо-
тора. В гидросистеме устанавливается давление, определяемое
весом поднимаемого груза, срабатывает гидроцилиндр тормоза.
При этом дроссельная щель оказывается под перепадом Дав'
леипя, определяемым настройкой пружины переливного клапана,
поэтому расход жидкости через псе нс зависит от веса поднимаемого
груза. Излишек жидкости сливается через переливной клапан под
давлением, соответствующим весу перемещаемого груза. При пере-
мещении распределителя 7 в сторону,соответствующую опусканию
груза (на схеме направо), жидкость от насоса поступает к гидром0-
тору, а из него через регулятор потока 4к распределителю 7 в коли-
честве, пропорциональном его проходному сечению, поступает на
слив. При этом клапан 10 соединяется со сливом и давление в по-
лости управления переливного клапана определяется только его
настройкой. Под этим
давлением жидкость по-
дается насосом в гидро-
мотор, обеспечивая его
бескавитационную рабо-
ту в режиме опускания,
а также подается к тор-
мозному цилиндру, вы-
зывая его срабатывание.
Давление, под которым
жидкость поступает к
распределителю 7, опре-
деляется настройкой пру-
жины регулятора потока
3, а количество — про-
ходным сечением рас-
пределителя 7. Излишек
жидкости сливается че-
рез переливной клапан
11 под давлением на-
стройки клапана 10.
Подбором дросселя 6
ограничивается макси-
мальная скорость опус-
кания.

Схема гидропривода
механизма передвиже-
ния мостового крана
(рис. 115) имеет объем-
ный принцип регулиро-
вания, Насосная стан-
ция, система подпитки
и управления насосом
в основном аналогичны

Рис. 115. Схема гидропривода механизма пе-
редвижения мостового крана

описанной выше схеме гидпропрпвода механизма подъема с объем-
ным регулированием. Различие в том, что обе линии, соеди-
няющие гидромоторы с насосом, проходят через распреде-
литель, так как в приводе рассматриваемого механизма нет
опасности понижения давления па входах в гидромоторы, ра-
ботающие в насосном режиме. Гидромоторы соединяются между
собой по встречно-параллельной схеме, в результате чего воз-
можно применить одну насосную станцию и обеспечить торможе-
ние крана приводом.

Схема гидропривода механизма поворота, например портального
Крапа с объемным регулированием (рис. 116, <?) н высокомоментным
гндромотором, включает в себя насос переменной производительнос-
ти /, клапанную коробку 2, фильтр 3, гидроцилиндр тормоза 4,
Распределитель 6, высокооборотный гидромотор 7, редуктор 8
Рнс, И6. Схемы гидропривода механизма поворота с объемным регулированием:
а —с высокомумент 11 ым гидрумотороы и редуктором; 0 — с высоко момеЕггниы г пдра мотором
с механизмом поворота 9 и пополнительный бак 10. Давление в
гидросистеме контролируется манометром 5.

Для поворота крана распределитель б путем включения элект-
ромагнита или Э2 перемещается вправо или влево, что соответст-
вует изменению направления поворота.

Скорость поворота регулируется от нуля до максимума измене-
нием производительности насоса дистанционно с пульта управ-
ления.

Одновременно с включением распределителя 6 происходит рас-
тормаживание механизма поворота гидроцилиндром 4.

Среднее положение распределителя 6 соответствуетторможению
механизма поворота. В момент торможения насос 1 устанавливается
на нулевую производительность.

Схема механизма поворота крана с объемным регулированием и
высокомоментным гидромотором (рис. 116, б) отличается от преды-
дущей тем, что в ней отсутствует редуктор. Это значительно упро-
щает конструкцию механизма поворота, так как поворот крана осу-
ществляется непосредственно гндромотором.

Цель расчета гидропривода механизмов крана заключается в оп-
ределении его параметров, обусловливающих заданные характерис-
тики механизма и работоспособность привода в течение требуемого
промежутка времени.

Исходными данными для расчета являются: мощность, крутя-
щий момент, номинальная угловая скорость вращения и угловое
ускорение механизма, приведенные к выходному валу редуктора
(вычисляемые по формулам, принятым для механизмов крана, ис-
ходя из его грузоподъемности, скорости, режима работы механизма,
средней продолжительности цикла, веса и др.).

Первый этап заключается в выборе типсфазмеров основных эле-
ментов гидропривода: гидромотора, насоса, редуктора, электродви-
гателя, а также распределительной и регулирующей гидроаппара-
туры. На этом этапе элементы привода выбирают по их номиналь-
ной мощности.

В первую очередь рационально выбрать гидромотор, задаваясь
предварительно типом редуктора и принимая к. и, д. для всех меха-
низмов одинаковым.

В механизмах крана могут быть применены высоко- и низкомо-
ментные гидромоторы, В первом случае отпадает необходимость в
редукторе и вал гидромотора может соединяться непосредственно
с барабаном или колесами крана. При этом возникает проблема выбо-
ра тормоза, поскольку его применение по Правилам Госгортехнад-
зора обязательно для всех механизмов.

Наиболее перспективно применение дисковых тормозов, встро-
енных в корпус гидромотора. Возможно применение высоко-
моментного гидромотора с одноступенчатым редуктором или
с открытой зубчатой парой. Во втором случае рационально
применение крановых редукторов например типа Ц2 или
ВКН (ВК).
Передаточное расчетное число редуктора

«₽=^Г	(381)

ИЛИ

«р = лГ“ .	(382)

где соМгН. — номинальная скорость вращения гидромотора;

со — скорость вращения выходного вала редуктора при но-
минальной скорости механизма;

Л1 — крутящий момент на выходном валу редуктора при
номинальной нагрузке;

Л4м,н. — номинальный момент гидромотора, учитывающий его
особенности.

Если расчетная и поминальная мощности гидромотора равны и
его номинальная скорость вращения не превышает допустимую для
быстроходного вала редуктора, то использование обеих формул
дает одинаковые результаты.

В случае, когда номинальная мощность гидромотора превышает
расчетную, использование формулы (382) обеспечивает наименьший
при заданной мощности механизма расход в гидросистеме. Это спо-
собствует уменьшению габаритов и веса распределительной и регу-
лирующей аппаратуры.

Расчетное передаточное число может оказаться больше макси-
мально реализуемого в выбранном типе редуктора. В этом случае
возможно применение редуктора такого типа, в котором может быть
реализовано необходимое передаточное число, или двух последова-
тельно соединенных редукторов, как и при электромеханическом
приводе. Кроме того, возможно применение гидромотора повышен-
ной мощности, имеющего более высокий номинальный крутящий
момент.

Расчеты и компоновочные проработки показали, что примене-
ние гидромотора повышенной мощности в меныпей степени увели-
чивает вес п габариты привода, чем повышение передаточного числа
редуктора и применение двух редукторов.

Окончательное решение о выборе типоразмера гидромотора при-
нимается после сопоставления вариантов по габаритам, весу и
удобству компоновки привода.

Редуктор выбирают в соответствии с. методикой, разработанной
для крановых механизмов. Определение расчетного передаточного
числа производят по номинальному моменту и скорости вращения
гидр омотор а.

После того как определены мощность и тип гидромотора, необ-
ходимо выбрать способ регулирования гидропривода, а затем
подобрать насос, учитывая, что его номинальное давление должно
быть не ниже номинального давления гидромотора, а производитель-
ность должна обеспечивать вращение выходного вала механизма с
заданной скоростью. Следует учесть, что высокая допустимая
скорость вращения насоса, предусматривая применение высоко-
скоростного электродвигателя, способствует уменьшению веса
привода.

Гидропривод позволяет осуществлять пуск электродвигателя
без нагрузки при незначительных массах, приведенных к его валу.

В связи с этим предпочтительными являются асинхронные ко-
роткозамкнутые электродвигатели общего назначения. При опре-
делении типоразмера электродвигателя необходимо учитывать рас-
четную скорость вращения насоса.

Результатом выбора элементов привода является определение их
типоразмеров, по каталожным данным которых находят параметры
элементов, существенно влияющих на свойства системы.

Для редукторов такими параметрами являются передаточное
число и к. п. д. Они приведены в технической характеристике и до-
полнительных расчетов не требуют. Работоспособность редуктора
обеспечивается, если расчетная мощность, момент на выходном валу
и скорость вращения быстроходного вала не превышают допустимых
значений.

Гидромашины (насосы и гидромоторы) характеризуются: коэффи-
циентом усиления по скорости (для гидромоторов); коэффициентом
усиления по расходу (для насосов); общим механическим и объем-
ным к. и. д.; коэффициентом утечки; поминальным и максимальным
давлениями; максимальным значением параметра регулирования
(для насосов).

Часть параметров берут из каталогов, а остальные определяют
по формулам, приведенным в примере расчета. Работоспособность
гидромашин в течение заданного промежутка времени обеспечива-
ется, если:

давление в напорной линии не превышает номинального при дли-
тельных нагрузках и максимального при кратковременных;

давление во всасывающей или сливной линии не ниже давления,
обеспечивающего сплошность потока жидкости;

скорость вращения не выше максимально допустимой;
температура рабочей жидкости находится в заданных пределах.
Параметрами распределительной аппаратуры, от которых зави-
сит характеристика гидросистемы, являются гидравлическое сопро-
тивление и удельная утечка, которые вычисляются по минималь-
ным значениям перепада давления и объемных потерь. Нормальная
работа аппаратуры обеспечивается при условии, что давление и рас-
ход в гидросистеме не превышают поминальных значений.

К параметрам электродвигателя, имеющим существенное значе-
ние для работы гидропривода и необходимым для анализа условий,
обеспечивающих его работоспособность, относятся:

номинальная скорость вращения;

номинальная мощность;

номинальный момент.

Первые два параметра берут из каталогов, последний рассчиты-
вают по формуле.
Надежная работа электродвигателя возможна, если момент па
валу насоса при всех режимах работы механизма не превышает мак*
симальный момент электродвигателя и температура обмотки нахо-
дится в заданных пределах*

Для привода насосов рационально применение асинхронных
короткозамкнутых электродвигателей, тепловой режим которых оце-
нивается при повторно-кратковременном режиме работы допусти-
мым числом включений в час; оно должно быть не меньше среднего
числа включений, характерного для заданного режима работы
крана*

На втором этапе расчета с целью проверки условий определяют
параметры гидропривода, характеризующие его свойства, при кото-
рых обеспечивается работоспособность системы в течение требуемо-
го промежутка времени*

Свойства гидропривода определяются не только параметрами
его элементов, но и характером связи между ними, зависящей от
гидравлической схемы.

1\ параметрам гидропривода (выполненного по рассмотрен-
ным схемам), отражающим свойства электродвигателя, на-
соса, гидромотора и распределительной гидроаппаратуры, отно-
сятся:

коэффициент усиления гидропривода по скорости, учитывающий
влияние скорости вращения электродвигателя и соотношение рабо-
чих объемов насоса и гидромотора на скорость вращения послед-
него;

суммарный коэффициент утечек гидросистемы, учитывающий
влияние объемных потерь в гидромашинах и гидроаппаратуре на
герметичность системы;

максимальное значение параметра регулирования гидропривода,
обеспечивающего расход в гидросистеме в пределах, необходимых
для получения заданной скорости перемещения механизма при но-
минальной нагрузке с учетом объемных потерь в гидросистеме и
скольжения электродвигателя*

Работоспособность системы оценивают:

давлением в гидросистеме при установившемся движении меха-
низма с номинальной скоростью и нагрузкой (не должно быть выше
номинального или ниже минимально допустимого давления гидро
машин);

максимальным давлением в гидросистеме при неустановившемся
движении механизма (не должно быть выше максимального для ме-
ханизмов подъема и номинального для механизмов передвижения
и ниже минимального давления гидромашин);

максимальным моментом на валу насоса при неустановившемся
движении механизма (не должен превышать максимального момен-
та электродвигателя)*

Если в результате расчета окажется, что условие обеспечения
работоспособности привода не выполняется, характеристики гидро-
привода следует изменить, а расчет повторить полностью пли час-
276
тично. Изложенные принципы расчета проиллюстрируем примером
расчета гидропривода механизмов мостового крана грузоподъем-
ностью 20/5тс среднего режима работы.

§ 2.	Расчет гидропривода механизмов
мостового крана

Гидропривод устанавливаем на механизмах главного и вспомо-
гательного подъема, передвижения тележки и передвижения моста.

Гидравлические схемы приводов выполняются по принципу объ-
емного регулирования с использованием низкомоментных гидромо-
торов.

1.	Исходные данные:

грузоподъемности механизмов подъема	<2 тс

главного	20

вспомогательного	5

вес тележки	6Т тс

с грузом	24,7

без груза	4,9

вес моста	6И тс

с грузом	50,9

без груза	30,9

максимальные скорости механизмов	н м/мин

главного подъема	8

вспомогательного подъема	19

передвижения тележки	40

передвижения моста	80

кратности полиспастов механизмов подъема	и

главного	4

вспомогательного	2

число полиспастов	а = 2

к. п. д. полиспастов	т}п =/3,955

диаметры барабанов механизмов подъема	О* см

главного	42

вспомогательного	26

к. п. д, барабана	т]б “ 0,98

диаметры ходовых колес механизмов передви-
жения	к	см

тележки	32

моста	63

2.	Величины, необходимые для выбора эле ментов гидропривода и
полученные по формулам расчета [7] крановых механизмов:
максимальные скорости вращения валов ба-

рабанов механизмов подъема	е>б. м рад/с

главного	2,54

вспомогательного	4,88
крутящие моменты па валах барабанов меха-
низмов подъема

главного

при подъеме

при опускании

вспомогательного

при подъеме

при опускании

статическое сопротивление передвижению
(приведенное к валу колеса)

тележки

моста

динамическое сопротивление передвижению
тележки
моста

полное сопротивление передвижению
тележки
моста

максимальные угловые скорости вращения
колес

тележки

моста

средние угловые ускорения механизмов

главного подъема

вспомогательного подъема

передвижения тележки

передвижения моста

статические моменты сопротивления передви-

жению (приведенные к валу колеса)

тележки

моста

полный момент сопротивления передвижению
тележки
моста

Л1б кгс • см

115 000
110 000

35 500
31000

кгс
390
510
1ГД кгс
510
1300
кгс
900
1810

сокм рад/с
4,18
4,25
в рад/с2

1,9
1,54
1,25
0,795

Л4С кгс • см
620

1610
(на два колеса)
/Ил кгс  см
14 000
57 000
(на два колеса)

3.	Расчет гидропривода механизма гласного подъема,

I этап расчета — выбор типоразмеров элементов гидропривода.

3.1.	Выбор типоразмера гидромотора. Расчетную мощность,
кВт, на входном валу редуктора при номинальных нагрузках и ско-
рости определяют по формуле

дг	«

г 1,02. Ю^р’

(383)

где т)р — к. п. д. редуктора. Принимаем г1Р = 0,96.
Тогда

__ 115 000.2,54 оп с п
1,02 • Ю*-0,96 ~ 2$’8 кВт'
Условие выбора гидромотора:

ЛГг М-.н,

(384)

где —номинальная мощность гидромотора.

По каталогу фирмы С, Яаис/г КС Зу$1ет Ну&гаиНк, приве-
денному в работе [9], принимаем гпдромотор типа 210.25.11.00.

Каталожные данные гидромотора:
номинальная мощность
рабочий объем
номинальное давление
максимально допустимое давление

номинальная скорость
номинальный момент
общий к. п. д.
объемный К. II. д.
механический к. п. д.

Лггл = 39 кВт;

9г = Ю7 см-/об;

рг н = 160 кгс/см2;

ргм = 250 кгс/см2;

«г.н = 147 рад/с;

Л1Г= 2700 кгс  см;

т|г = 0,915;

Пг.сб = 0,970

вращения

Лг.М --

Пг

Чг.об

0,915 = 0 945*

0,970

(385)

момент инерции ротора	Л =0,171 кгс • м • с2;

рабочая жидкость — масло индустриальное И — 20

(удельный вес 0,0009 кгс/см3).

3.2,	Определение расчетных параметров гидромотора. Коэффи-
циент усиления по скорости

кл =	= 0,0585 1/см3.

(386)

Коэффициент утечек

в*Г.||0	~*1г.О<0

^Д^Г.об^Г.!!

147 (1 — 0.970)
0,0585 • 0,970 • 160

0,485 см’/кгс  см.

3.3.	Выбор типоразмера редуктора. Условия выбора редуктора
запишем в виде:

МрЛ! ^рт

ЛГР. и 5^

Л4р,и Мб<

(387)

По формуле (382) определяем передаточное число редуктора

и -

р “ /И..

1*2222=42 7

2700	^>'1

Подбираем цилиндрический редуктор типа Ц2-500 со следующей
характеристикой (прил. ХЕТ...ХЕУ):

передаточное число мр, н = 50,94;
допустимая мощность на входном валу
Мр.» = 68,5 кВт;

допустимый момент на выходном валу

Л1Р. и = 281 000 кгс • см.

3.4.	Выбор типоразмера насоса. Расчетная мощность насоса при
номинальных нагрузках и скорости

. А„ а

да = 32,6 кВт.	<388)

Условие выбора насоса:

М1.н Мт-

(389)

По каталогу [8] подбираем насос типа 207.25.11.02.
Каталожные данные насоса:

номинальная мощность
максимальный рабочий объев!
номинальное давление

максимально допустимое давление
номинальная скорость вращения
синхронная скорость вращения
общий к. п. д.

объемный к. п. д.

механический к. п. д.

максимальный угол отклонения люльки
насоса (параметр регулирования)

Л/Н.н = 39,0 кВт;
?н.ы — 107 см3/об;
рщи — 160 кгс/см2;
ри м ~ 250 кгс/см2;
юи.н = 147 рад/с;

<о0 ~ 157 рад/с;
1]н '= 0,915;

Пп.об = 0,970;

Пк.м ~ 0,945;

ум = 0,436 рад.

3.5.	Определение расчетных параметров насоса. Коэффициент
усиления по расходу

‘.=^ = етв = 39“>-	(39°)

Коэффициент утечек

г	/1	„ \	147.39 - 0,436 ., п 07.

(1 -7]^)=---------160----П ~0’97) =

= 0,470 см5/(кгс * с).	(391)

Расчетная скорость вращения насоса

®б.мГ1р,н	2,54 - 50,94	т о-7 „ „ Л

й>И р“	~ 39-0,436*0,6585-0,97*0,97 “ 137 раД/С’ (3^2)

3. 6. Выбор типоразмера электродвигателя. Расчетную мощность
на валу электродвигателя при номинальных нагрузках и скорости
механизмов определяем по формуле

= 0 915^’ 6 915	37’2 КВК	<393)

ЧрЧ}]	’ V,
Условия выбора электродвигателя:

Л/э... ~ Л^э;

Оэ,н>шп.р-	(394)

Выбираем по каталогу асинхронный короткозамкнутый электро-
двигатель типа АО2-72-4 со следующей характеристикой:

номинальная мощность	Л\п = 30,0 кВт;

номинальная скорость вращения	= 151 рад/с;

кратность максимального момента фтах = 2,0*

Номинальный момент электродвигателя определим по формуле

Мэ „ = 10200 — = 10 200 Д =2000 кгс • см. (395)
°э.||	101

3.7.	Выбор типоразмеров распределительной аппаратуры произ-
водят из условия

Фгап.-н	(396)

где Сгап. н — номинальный расход рассчитываемого элемента гид-
роаппаратуры,

$гап+ п = 39 • 0,436 -137 = 2330 см3/с.

Так, например, по каталогу [8] выбираем гидро распре делите ль
.типа 64ПГ73-25, имеющий следующую характеристику:

номинальное давление	рГж. п = 125 кгс/см2;

номинальный расход	Сгап. п = 2340 см3/с.

И этап расчета —проверка условий, обеспечивающих работо-
способность гидромашин в течение заданного промежутка времени.

3.8.	Определение параметров гидропривода.

Коэффициент усиления гидропривода по скорости

^6»

(397)

где 2 — количество гидромоторов, включенных параллельно и
питаемых от одного насоса.

Принимаем согласно гидросхеме г = К Тогда к^ = 39 - 0,0585 х
X 157 = 358 1/с.

Суммарный коэффициент утечек гидросистемы

Г = Гг + гн = 0,485 + 0,470 = 0,955 смг7кгс  с.	(398)

Определим статический момент на валу гидромотора:

при подъеме груза

 г	^б,гт	115 000 СЮСЛ А

УМг’П — “р.н^р ~ 50,94 • 0,96 ~ 2360 КГС ' СМ;
при опускании груза

- Э;г= 2240 кгс •см- (4оо)

Расчетная скорость вращения вала гидромотора

сог.Р “ ^б.м^р.и “ 2,54 • 50,94 = 129 рад/с. (401)

Принимаем давление подпитки р0 = 10 кгс/см2.

Максимальный угол отклонения люльки насоса (параметр ре-
гулирования), обеспечивающий заданную скорость,

“гр Мг.п/гд ]29	2360 < 0.0585?

?М~Х +Пг.,Л 358 + 0.945 - 358

= 0,402 рад.

(402)

Определим фактическое значение кратности максимального
момента, при котором должно соблюдаться условие

(403)

Максимальный момент на валу насоса

М..„=^УдЛ?г-м,	(404)

Чглг1н,м

где

Л4г.м = Л^г.п “Ь в/пр>	(405)

е — ускорение вала гидромотора,

е = адр,н = 1,9 • 50,94 = 97,1/с2;	(406)

е6 — среднее угловое ускорение; для механизма главного подъема
по нормам расчета кранов принимают еб — 1,9 рад/с2;

УПр —момент инерции масс механизмов, приведенный к валу гид'
рощотора,

7Пр = -"2	г 7г + Ло

Мр

— момент инерции деталей механизма и груза, 7Т = 575 кгс*см-с2;

7Н — момент инерции муфт, — 4,4 кгс - см • с2;

^г — момент инерции вращающих масс гидромотора, Л
™ 0,17 кгс * см  с®.

Тогда

7пр = 50,94?7.а0.96 + °> 17 + 4>4 = 4-8 кгс ‘ см • Л

Подставим численные значения величин в формулу (405):

Л4Г.М = 2360 + 97 • 4,8 = 2830 кгс  см,
а затем	в формулу (404):  39 • 0,402 • 0,0585 • 2830 оопй  ’	0,945 • 0,945	“ 2906 КГС ' СМ’
Тогда	=	= 1 45 < 1,7.  Л1311	2000	’	Ь'*

Определим давление в напорной гидролинии при установив-
шемся движении:

при подъеме

АДЛ'!Г п ,	0.0585 • 2360 ,

Ру п ~ “Й77 +Ро~ 0,945

10 = 155 кгс/см2;

при опускании

^д^г.о >	0,0585 • 2240 । «л » <о	2

ру.О = -----+ р0 =	од4------I- 10 = 148 кгс/см2.

^г.м

Условие выбора гидролинии по номинальному давлению:

Ру.П Рп.|[»	(^07)

Максимальное давление в напорной гидролинии

^д^г.м ।	0,0585 * 2835 .	1О-	9 /лг»о\

Ры =	+ Ро = —А од. - н- 10 = 187 кгс/см8. (408)

"г.м

Условие выбора гидролинии ио максимально допустимому дав-
лению:

рм Рн,ы*	(409)

4.	Расчет механизма вспомогательного подъема производят в
такой же последовательности.

Поскольку механизмы главного и вспомогательного подъема од-
новременно не работают, для их приводов может быть использована
одна насосная установка* В связи с этим необходимость выбора на-
соса и электродвигателя отпадает.

5.	Расчет механизмов передвижения тележки и моста произво-
дят по методике расчета механизмов подъема с использованием в ос-
новном тех же формул за некоторыми исключениями, связанными
с особенностями работы этих механизмов.

Так, выбор гидромотора следует производить по расчетной дина-
мической мощности при разгоне механизма, которую определяют
по формуле

Лк©..

^-,.О2	(«о»

где Л4 п— полный момент сопротивления (и сил инерции) для пе-
редвижения тележки (моста).
Выбор насоса также производят по расчетной динамической мощ-
ности при разгоне механизма, которую определяют по формуле

=	(411)

На втором этапе расчета статический момент на валу гидромотора
для механизмов передвижения определяют по формуле



где Л1 — статический момент на валу колеса.

§ 3. Расчет гидропривода механизма поворота портального
крана

1. Исходные данные:

частота вращения	п мин-1

с грузом	0,5

без груза	1,5

общее передаточное	число	«об —	100

момент на валу	гидромотора	Л1 кгс	•	м

при нормальных рабочих нагрузках 20

при максимальных рабочих нагруз-
ках	35

2. Расчет гидропривода механизма поворота крана с высоко-
оборотным гидромотором.

2.1 Исходя из максимального момента на валу гидр омотора
выбираем высокооборотный гидромотор типа II М № 20.

Каталожные данные гидромотора:

номинальный крутящий момент
номинальное давление
рабочий объем

максимально допустимое давление
номинальная производительность
максимальная частота вращения
общин к. п. д.

механический к. п. д.

Л4Н = 37 кгс * м
рг.н = 100 кгс/см2
цГ — 251 сма/об
ргм = Ю0 кгс/см2
Сном = 361 л/мин
пГ = 1440 мин-1
г]г = 0,93
т|ч = 0,9

2.2. Частота вращения вала гидромотора:

при п = 0,5 мин-1 = писъ = 0,5 • 100 = 50 мин'1;
при п — 1,5 мин-1 пх = /шоб — 1,5 • 100 = 150 мин^1.

2.3. Производительность насоса при ях ~ 150 мин^1

— фном “ 361 1440 # 0 93 — 41 л/мпн.
По рассчитанной производительности выбираем насос типа
IIД № 2,5.

2.4. Рабочее давление в гидросистеме
Л1ДГ.Н 35 -100 1ЛС , ,

Р = ЧЙГ = 37^0 = 10° КГС/СМ ‘

3* Для привода механизма выбираем высокомоментный гид-
ромотор типа МР-25/10.

Каталожные данные гидромотора:

номинальный крутящий момент Л4Я = 3570 кгс - м

номинальное давление рг.н = 100 кгс/см2

максимально допустимое давление рг,м = 120 кгс/см2

рабочий объем цг = 25 000 см8/об

максимальная частота вращения пг = 9,6 мин”1

общий к. п. д. 1]г — 0,93.
ГЛАВА VI

РАСЧЕТЫ ТРАНСПОРТИРУЮЩИХ МАШИН
С ГИБКИМ ТЯГОВЫМ ОРГАНОМ

§ I, Расчет ленточного конвейера,
работающего в двигательном режиме

Исходные данные для конвейера, транспортирующего насып,
пой груз (песчано-глиняную смесь): производительность П =ч
= 1000 тс/ч = 278 кгс/с; свойства транспортируемого груза: насып-
ной вес груза ур=1,4тс/м3; коэффициент разрыхления кр =
=	— 1,3, где у„л — удельный вес груза в массиве, тс/м3;

максимальный размер куска атах = 300 мм (в общей массе
содержится 12% кусков с размером атах = 300 мм);

угол естественного откоса <рд^20° (расчетный);

коэффициент трения по ленте и стали соответственно = 0,56
и /2 = 0,75 (прил. БХХ1Х);

трасса конвейера: длина Е — 300 м; участки: = 50 м; Ь2 ~
= 50 м; Е4 = 200 м; угол наклона конвейера на участке Ь2 состав-
ляет Р = 18° (рис. 117, прил. ЬХХХ);

местные условия: конвейер находится в технологической цепи;
загрузка производится с ленточного конвейера; разгрузка осуще-
ствляется двухбарабанным разгрузочным устройством на последую-
щий ленточный конвейер; конвейер эксплуатируется при температу-
ре О...4О0 С в закрытом неотапливаемом помещении; воздух сухой,
конвейер установлен стационарно; привод расположен в головной

Рис, 117. Схема ленточною конвейера
Ориентировочные значения скоростей движения конвейерных лент

	о а о Сч  0 :с , 1Л		о сс		□0		[	1	1
	0081  1		о  1Г?	со	сГ				
при ширине, м	о & ср  о о (М		2,5 ... 4,0	1Л  со  о  С-4	1,6 ... 2,0		с7  <п	1	1
ния ленты, м/с,	с о <=|  о с щ		5‘€	9'1	О сГ	1,0 ... 1,6		1,25 ... 1,6	я  со	С  о  О)
’корость движе	о 1Л щ		1,25 ... 2,0	1,0 ... 1,6	1,0 ... 1,6		1,0 ... 1,6	ю 04  0^ о	о  о СМ
	о о		О	I	1	•	... К2Й	1	о
			©	о			о		
Насыпные грузы		Неабразивные и малоабразивные, крошение которых нс	понижает их качества (уголь рядовой, соль, песок, торф и др.)	Абразивные мелко- и среднекусковые) размером 160 мм (гравий, руда, камень и др.)	Абразивные крупнокусковые, размером 160 мм (порода, руда, камень и Др.)		Хрупкие, крошение которых понижает их качество (кокс, уголь сортированный, древесный уголь и др.)	Мучнистые, сильно пылящие (мука, цемент, апатит и ДР)	1  Зерновые (рожь, пшеница и др.)
ОО

а

с

Значение коэффициента

Форма ленты	1	желобчатая на пяти роликовой опоре	Й 3 г в С* а в	о  СЧ	710
			1Л	650
			о	^595
		а, =22,5  ай = 45	СЧ	670
			ю	009
			о	да
		ю о  —1  II 11  н г-э  Е Ь	о СЧ	063
			1/3	ю  110
			о	440
	желобчатая на трехроликивой опоре	со со	о СЧ	655
			ю	585
			о	520
		3	о СЧ	625
			ю	550
			о	480
		сч	8	550
			ю	470
			о	390
	желобчатая на двух- роликовой опоре	ю	о о»	530
			ю	о 1Л
			о	375
	к (3  к  с ч с	1	о  СЧ	325
			ю —4	СЧ	
			о	160
Показатели		Угол наклона боковых ро- ликов а°	Угол откоса насыпного гру- за на ленте  о  «Рд	Коэффициент С
часта конвейера; натяжное устройство — грузовое, расположенное
около привода.

Сначала целесообразно произвести приближенный расчет кон-
вейера, так как неизвестны число прокладок и вес ленты, радиусы
переходных кривых, угол обхвата лентой приводного барабана (или
барабанов), а иногда неизвестно оптимальное расположение при-
вода* Поэтому в приближенном расчете конвейера приходится ори-
ентировочно задаваться неизвестными параметрами* После прибли-
женного производят уточненный расчет конвейера,

Последовательность расчета ленточного конвейера следующая.
Принимаем скорость движения ленты при транспортировании пес-
чано-глинистой смеси V = 2,75 м/с согласно табл* 47 (считаем, что
ширина ленты находится в пределах 800***1200 мм).

Вычисляем ширину ленты — главный параметр ленточного кон-
вейера по формуле

В = 1,1 |/	+ °’05) ~ 111 ( | 0,85 • 625 -2,75-1,4 + °’05) =

= 0,823 м.	(413)

Коэффициент производительности С = 625 для желобчатой трех-
роликовой опоры с углом наклона бокового ролика а = 30° и уг-
лом откоса насыпного груза на ленте при ее движении <рд — 20°
(табл* 48),

Во избежание ссыпания груза с лепты на наклонном участке
расчетную производительность корректируют коэффициентом Ау.
Для угла наклона р — 18° Ау — 0,85 (табл. 49).

Таблица 49

Значение коэффициента

Угол наклона конвейера, °	3.	4	8	12	16.	20	22
Коэффициент	1.0	0.99	0,97	0.93	0.89	0,81	0,76

При содержании кусков размером г/тах = 300 мм в количестве
12% от общей массы ширина ленты должна удовлетворять условию:

В > (2,7...3,2)атах - (2,7..Д2)300 = 81О**.96О мм. (414)
Согласно ГОСТ 20—76 принимаем ширину ленты В — 1000 мм.
Графически изображаем трассу конвейера и контур тягового
органа, который разбиваем на прямолинейные и криволинейные
участки (рис. 117).

Для определения патяженпй в ленте применяем метод тягового
расчета по контуру*

Принимаем привод конвейера с одним ведущим барабаном, угол
обхвата которого а = 240°. Поверхность барабана футерована
резиной.
Натяжение в набегающей ветви ленты (точка 17) согласно фор-
муле Эйлера

51?< 5^= 5,345!.	(415)

Коэффициент трен ня ленты по резине при сухой атмосфере / =
= ОДО. При а = 240° и / = 0,40е^ = 5,34 (прил* ЬХХХ!) (угол
подставляют в радианах); е — 2,71*

В уравнении (415) два неизвестных члена 517 и 5Ь Для состав-
ления второго уравнения обходим тяговый контур от точки 1 до
точки /7, выражая натяжение во всех точках через натяжение в точ-
ке 1 — 5Х.

Для последующего расчета необходимы погонные нагрузки:

1.	От транспортируемого груза

/7	1000	1П1	.

Я “	7? = 101 кгс/м*

1	3,6а	3,0 * 2,75

2.	От веса вращающихся частей роликов:
рабочей ветви

<?р =	= 20,8 кгс/м;

холостой ветви

?Р =	= — = 7,2 кгс/м,

где /р'— расстояние между роликоопорами рабочей ветви, при-
нимаем /р = 1200 мм (табл. 50);

Таблица 50
Ориентировочные значения

Тр тс/м*	Расстояние, мм, между роликоопорами рабочей ветви /р при ширине ленты, мм							
	400	500	650	Е00	1000	1200	1400 ...  1600	1800 ...  2000
1	1500	1500	1400	1400	1300	1300	1200	1100
1...2	1400	1400	1300	1300	1200	1200	1100	1100
более 2	1300	1300	1200	1200	1100	1100	ноо	900

/р — расстояние между роликоопорами холостой ветви,
= (2...2,5Н; = (2...2,5) 1200 = (2400...3000) мм,
принимаем /р = 3000 мм;

6р и Ср — веса вращающихся частей роликоопор соответствен-
но для поддержания рабочей и холостой ветвей;
Ср = 25 кгс — для желобчатой трехроликовой опо-
ры нормального исполнения; Ср = 21,5 кгс — Мя
прямой роликоопоры (табл. 52).
Рекомендуемое количество роликов

Ширина ленты, мм	В опоре ветви	
	рабочей	холостой
300  400  500  650	2 и 3	I
	3	
800 1000 1200  1400  1600 2000  2200...3000	3	1 или 2
	3 и 5	

Таблица 53

Вес вращающихся частей конвейерных роликов

Ширина ленты, мм	Ж<'лобчпта я роликоопора				Прямая роликоопора	
	в нормальном исполнении		в тяжелом исполнении		Диаметр ролика, мм	Вес, кгс
	Диаметр ролика, мм	Вес, кгс	Диаметр ролика, мм	Вес, КГС		
400	102	10,0			.		. 102	6,0
500	102	11,5			—	102	7,5
650	102	* 125	—	—	102	10,5
800	127	22	159	45	127	19,0
1000	127	25	159	50	127	21.5
1200	127	29	159	57	127	26
1400	159	50	194	108	159	40
1600	-—	—	194	116	—	—
2000	—	—	219	190		

Геометрические размеры роликоопор (рис. 118» табл. 51): для рабо-
чей ветви

ар = 127 мм; с - 20 мм; а = 0,06В = 0,06  1000 = 60 мм;

а = 30°; I = 360 мм;

для холостой ветви

(1Р — 127 мм; — Н20 мм.
Рис. 118. Схема роликоопор:

а — для рабочей ветви; б — для холостой ветви

3. От веса ленты. Задав-
шись числом прокладок ленты
I = 6, определяем ее вес по
формуле (или по справочным
данным):

7о = 1 »15 (5{+Л1 + Ла) =
= 1,1-1 (1.25 - 6 + 4 + 2) =

= 14,85 кгс/м, (416)
где 1,1 —удельный вес лен-
ты, тс/м3;

6 = 1,25 мм — толщина

прокладки;

= 4 мм — толщина
верхней обкладки;

Л2 = 2 мм — толщина нижней обкладки.

Натяжения в характерных точках тягового контура:

52 = /г$1 = 1,0351,	(417)

где к — коэффициент увеличения натяжения в ленте при огибании
барабана, к = 1,03, так как угол обхвата лентой откло-
няющего барабана меньше 90' (табл. 53);

Таблица 53

Значение коэффициента к

Угол обхвата лептой отклоняю- щегося барабана, й	/г
< 90	1,03
90	1.04
180	1.05

53 = а-52 = 1,04  1,035! = 1,0751!

54 = к'83 = 1,0553 = 1,0.5 • 1,075! = 1,1251;

55 = к34 = 1,045., = 1,04 • 1,125! = 1,16551;

5в = 55 + Гб,е.

Сопротивление движению лепты на участке 5—6

“ Йо 4- +) ^5-^6^' т	(418)

1,1655г+йо+^Ь^^ 1,1655!+(14,85+ 7,2) 200*0,035 =-
= 1,1655!+ 154,	(419)

где да' — коэффициент сопротивления движению ленты, зависящий
от типа подшипника, смазки, уплотнения, запыленности
атмосферы и других условий; при движении ленты по ро-
ликам, вращающимся на шарикоподшипниках1, коэффи-
циент да' (по рекомендации ВНИИПТмаш) приведен в
табл. 54. Принимаем да' = 0,035.

1 В подшипниковые узлы конвейерных роликов следует закладывать
делгоработающие смазки ЦИАТИМ’203, ЕМЗ-З, БМЗ-ЗМ (морозостойкая; и др.
Значение коэффициента го*

Условия работы конвейера	Прямые роли- коопоры	Желобчатые рОАИКООПОрЫ
В чистом сухом помещении без пыли  В отапливаемом помещении с нормальной влаж- ностью воздуха при наличии небольшого количе-	0.018	0,02
ства абразивной пыли  Передвижные и переносные конвейеры при хоро-	0,022	0,025
ших условиях работы  В неотапливаемых помещениях с повышенной влажностью или на открытом воздухе; возможно	0.03	0,03
большое количество абразивной пыли	0,035	0.04

Участок длиной Д3_в считаем приближенно равным участку =
= 200 м.

53 = /г50 = 1,03(1,16551 4-154)= 1,25! -Ь 159;

58 — 5- 4* И7?—а = 5, 4~ в (и>*со5 Р —з1п р) 4-
4-<^7-Х = 1,25! 4- 159 + 14,85- 50 (0,035 соз 18° —
— зш 18е) 4-7,2 • 50 • 0,035 = 1,25! —33;

5В = Й58 = 1,03 (1,251 — 33) = 1,23651 — 34;

5ц) — 5Э 4~ 117в_10 = 5В 4- (</0 4“ <?р)	= 1,23651 —

— 34 4-(14,85 4-7,2) 50- 0,035 = 1,2365! + 5;
5ц = *510 = 1,05 (1,2365! 4- 5) = 1,351 4- 5,3;

к — 1,05 (табл. 53);

4- №зап> = 1,35! + 5,3 + 222 = 1,351 + 227.

Сопротивление движению ленты на загрузочном участке

- й4^ р.76 +
'"+ 0,56 К2- 9,81-1)= 222 кгс,

(420)

где § — 9,81 м/с2 — ускорение силы тяжести;

й' — 1,0 м — высота падения груза на ленту;

с= 1,5 — коэффициент, учитывающий сопротивление
движению от трения груза о боковые стенки
загрузочной воронки и о ленту, от движения
ленты в загрузочной части, нагруженной насып-
ным грузом и гидростатическим давлением по-
тока;

— составляющая скорости груза вдоль ленты, для
данного случая у0 = 0.
513 — 51з 4~ ^12—1з — 512 4" (*? 4~ Яо 4~ <7р)^-1г—1з^ —
= 1,35 1 4- 227 + (101 + 14,85 + 20,8) 50  0,035 =
= 1,351 + 466;

5ц = 513 4- № 1з_ц = 5ц 4- (Я 4- Яо) ^-13-и (® с°5 Р 4*	)>) +

4- ^'Ь1а_13а?'= 1,3514- 466 4- (101 4-14,85) 50 (0,035 соз 18°+

4- 81П 18°) 4-20,8 • 50 • 0,035 = 1,353 4-2485.

51Ь = 5ке»'а* = (1,35! 4- 2485) 2,710*035’0-314 = 1,31451 4-2512;
аг = 18° = 0,314 рад;

51в ~ 516 4* 1^16-16 = 515 + (Я 4- </о 4~ <7р) ^-1л-16ц,/ — 1,314514-
4-2512 4-(Ю1 4- 14,85 4-20,8)200 - 0,035 = 1,3145! 4-3469.

При крайнем правом положении разгрузочной тележки можно
считать

7-15—18 ~ /-4 " 200 м.

517 = (516 4- <7/71) & = (1,3145! 4- 3469 4- 101  2,5) 1,052 =

= 1,4551 4- 4103,

(421)

где /71 — 2,5 м — высота подъема груза разгрузочной тележкой;
к = 1,05, так как угол обхвата барабанов лентой около 180°

(табл. 53).

Решив систему уравнений для предельного состояния, при котором
отсутствует скольжение барабана относительно ленты,

517 — 5,3451;

5п = 1,4551 4- 4103,

(422)

получим 51 = 1055 кгс; 5П = 5634 кгс.

Определяем числовые значения натяжения ленты в характерных
точках:

52 = 1,035!	=	1,03 •	1055 = 1087	кгс;

5а = 1,0751	=	1,07 -	1055 =1129	кгс;

54 = 1,1251	=	М2 	Ю55 = 1182	кгс;

55 = 1,165 51	=	1,165	- 1055 = 1229 кгс;

5С = 1,16551 4- 154 = 1,165 . 1055 4- 154= 1383 кгс;

57 = 1,25 1 4- 159 = 1,2  1055 4- 159 = 1425 кгс;

58 = 1,251 — 33 = 1,2 - 1055 — 33 = 1233 кгс;

59 = 1,2365! — 34 = 1,236 • 1055 — 34 = 1270 кгс;

510 = 1,23651 4- 5 = 1,236 • 1055 4- 5 = 1309 кгс;

5ц = 1.35! 4- 5,3 = 1,3  1055 4- 5,3 = 1377 кгс;

512 = 1,351 4- 227 = 1,3 . 1055 4- 227 = 1599 кгс;

513 = 1,35! 4- 466 = 1,3 • 1055 4- 466 = 1838 кгс;

5П = 1,35! 4- 2485 = 1,3 - 1055 4- 2485 = 3857 кгс;
5ц = 1,31451 + 2512 = 1,314 • 1055 4- 2512 = 3898 кгс;
51в = 1,3145! 4- 3469 = 1,314 - 1055 4- 3469 = 4855 кгс.
Рис. 119. Диаграмма натяжения в ленте

По вычисленным значениям строим диаграмму натяжений ленты
(рис. 119),

Максимальный прогиб ленты должен удовлетворять условиям:
для холостой ветви при = 3 м

//	—	< л 025/”

° пНп

Утах = ТИ229 = °'°135 < °'025/Р = °>075 М;

(423)

для рабочей ветви при /р == 1,2 м

^/гпах —

(1+ ?„) (/р)’	0,025/;,

°ЛтНп

(101 4” 14.85) 1,2® П А 1 О	Л	л л л

Утах = з . 1599----------= 0,013 < 0,02о/р = 0,03 м,

Прогибы ленты при минимальном ее натяжении находятся в до-
пустимой норме.

Вычислим радиусы перегиба ленты на кривых [32]:

/?! > 12 В 12 • 1 = 12 м.

(424)

Принимаем /?г = 12,5 м.

Зная величину /?и определяем длину дуги

_ 2п7?, • 18°

3 —	360°

_ 2.3,14- 12,5- 18°..

360°	~ б,У2 М"

Минимальный радиус перегиба ленты на кривой выпуклостью
вниз при незагруженной лейте (рис. 117, участок 13'—13")

п Д> ^Д? — 1838 ______ 104 м

— 14 85 — 1-4 М-
Рассматриваем случай, когда лента на участке 12—13 свободна
от транспортируемого груза. Тогда можно принять 513 = 1838 кгс.
При загруженной ленте минимальный радиус

тогда = 16’9"-	(425)

Принимаем 7?т)п = 130 м.

Сопротивление передвижению ленты

Г о = 517 — 5Х - 5634 — 1055 = 4579 кгс.

(426)

Расчетная мощность двигателя привода ленточного конвейера
дг	4579 - 2,75	..е о

^ = 10Й;-Т02ТЙ5 = 14бкВт’	<427>

где т]м = 0,85 — к. п, д. привода.

Установочная мощность двигателя

Л^о = луЛ'р = 1,1 - 145 = 160 кВт,	(428)

где пу — коэффициент установочной мощности (запас мощности),
иу = 1,1... 1,2.

По каталогу выбираем асинхронный двигатель типа АК103-6М
с фазовым ротором со следующими данными:

мощность Д' — 160 кВт, п = 970 мин-1 (со — 101,5 рад/с),

М

= 2,0, 7Р - 0,688 кгс > м - с2.

Выбор ленты. Поскольку угол наклона боковых роликов желоб’
чатых роликоопор составляет 30°, принимаем ленту с прокладками
из синтетической ткани — капрона с пределом прочности пр = 180
кгс/см прокладки (прил. ЬХХХ1У). Лента воспринимает' максималь-
ное натяжение Зтах = 517 = 5634 кгс, запас прочности п = 10
(табл. 55).

Гоея 2.0

Запасы прочности конвейерных лепт

Таблица 55

Основа ленты	Конвейер	
	ГОрИЗЭНТЯЛЫЕ^Й	наклонный
Хлопчатобумажный бельтинг	10	11,..12
Синтетическая ткань	10	10
Стальной трос	8	9
Число прокладок (основных) ленты

I —

5глахя 5634 • 10

орВ ~ 180 . 100

= 3,13- 4.

(429)

Принимаем ленту, имеющую четыре основные прокладки и две
уточные. Поскольку первоначально для расчета была принята лен-
та с шестью прокладками, то пересчитывать конвейер не нужно.

Диаметр приводного барабана

П<5 = 011 = 180 • 4 = 720 мм,	(430)

где = 180. ..200 — для лент с прокладками из синтетической ткани
(табл. 56).

Таблица 56

Значения коэффициента а1 и диаметрсв барабанов
для резинотрпсовых лент

Характеристика лент	Др кгс/см прокладки	и.	Л* мм
Резинотканевая с проклад- ками из Б-820	55	125 ... 130	
Резинотканевая с проклад-- ками из ОПБ	115	150 ... 160	
Лейта с уточношпуровой тканью	119	170 ... 180	
Лента с прокладками из синтетической ткани	150  200  300	160 ... 170  180 ... 200  220 ... 240	
Резинотросовая лента:  РТЛ-1500  РТ/Р2500  РТЛ-3150  РТЛ-3500	1500 кгс/см ширины ленты  2500  3150  3500		1000  1250  1250(1400)  1600(1400)

♦ Расчетные диаметры барабанов округляют до ближайших значений:
160, 200, 250, 400, 500, ,630, 800, 1000, 1250, 1600, 2000 и 2500.

Минимально допустимый диаметр приводного барабана проверя-
ем по допускаемому давлению между лентой и барабаном;

Р = ^С1р1,	(431)

р =	?шо = 1 >57 кгс/см2 < [р] = 4 кгс/см2.

Принимаем Ос = 800 мм (прил. ЬХХХУП).
Диаметр концевого и натяжного барабанов

Р1 - 0,8	= 0,8 * 720 = 576 мм.	(432)

Принимаем Ог = 630 мм.

Диаметр отклоняющих барабанов

О2 = 0,65Об = 0,65 • 720 = 468 мм.	(433)

Принимаем Р2 ~ 500 мм.

Длина барабанов

Лб = В + ав = 1000 + 150 = 1150 мм,	(434)

Яб — 150 мм (табл. 57).

Таблица 57

Данные для выбора длины барабана Дб, мм

Формула	В мм	ЙД мм
	<650	100
= 4“	800 ... 1000	150
	1200 ... 2000	200

Частота вращения приводного барабана
60^	60*2.75	...	.

Лб “ хО “ 3,14 * 0.856	‘ 4 1МИП ’

где	О = Рб + 2Дф = 0,8 + 2 * 0,028 = 0,856 м,

Аф — 28 мм —толщина резиновой футеровки.

Передаточное число редуктора привода конвейера

п 970 с

15’8'

Расчетная мощность редуктора (типа ЦД2 и ЦДН-130М)
Ыры = Лр'ЛГр = 1,25  145 = 181 кВт,

где кр — коэффициент условий работы (для спокойного характера
нагрузки при непрерывной работе в течение 24 ч в сутки
*р= 1,25).

По каталогу выбираем редуктор ЦД2-100М-16-1 двухступенчатый
с межосевым расстоянием между быстроходным и тихоходным вала-
ми Ас = 1000 мм, с передаточным числом ир — 16; помер схемы
сборки I; с цилиндрическим концом тихоходного вала (рис. 120).

Использование редуктора ЦД2-100М со схемой сборки III дает
возможность расположить электродвигатель по одну, а редуктор
по другую сторону конвейера. В случае применения редуктора ЦД-2-
100М-16-1 габариты при-
водно?! станции в плане
возрастают (рис. 120, дви-
гатель показан пункти-
ром).

Если передаточное чис-
ло редуктора отличается
от расчетного на недопу-
стимую величину, тогда оп-
ределяют фактическую ско-
рость движения ленты и
уточняют ранее выполнен-
ный расчет.

Проверка привода кон-

Рис. 120. Схема привода ленточного кон-
вейера:

1 — проводной барабан; 2 — отклоняющий барабан;

3 — редуктор; 4 — промежуточный вал; 5 — элект-
родвигатель

ветерана пуски торможение. Определение сопротивления движе-
нию лент в период пуска (после длительной остановки конвейера).
Коэффициент сопротивления движению ленты в пусковой пе-
риод1 * *

= в/Ап = 0,035 • 1,5 = 0,0525,	(435)

где кп — коэффициент увеличения статических сопротивлений
при пуске, принимаем Лп=1,5.

Натяжение в точках контура возрастает от увеличения о/';

5С = 5& + Г5-6 = 1,1655± +	=

= 1,1655!+ (14,85+ 7,2)200- 0,0525 = 1,1655!+232;

57 = Й56 + 1,03(1,1655, + 232) = 1,25! +239;

58 = $7 + И+-8 = 57 + 90Л7-8 (^п соз 0 — 81П 0) +
+ ?р17-8Х'в = 1,25! + 239 + 14,85 • 50 (0,0525 соз 18° — ьчп 18°) +
+ 7,2- 50.0,0525= 1,25х + 66;

5Э = /?58 = 1,03 (I,25х + 66) = 1,2365х + 68;

5ю = 50 + ю *= 59 + (^0 + ^р) Ад-юа'ц =
= 1,2365! + 68 + (14,85 + 7,2) 50 - 0,0525 = 1,2365, + 126;
511 = й5ю= 1,05(1,2365!+ 126)= 1,35х + 132;

512 - 5П + Гэагр = 1,35х + 132 + 222 = 1,35х + 354;

51э — 512 + №|2—1з “ 512 + (7 + 7о + с/р) Д12—13^'11 =
= 1,35х + 354 + (101 + 14,85 +20,8)50 - 0,0525 = 1,351 + 713;
5ц = 513 + К713-и = 513 + (9 + 9о) ^-13—14 +'п соз р +
+ 51П 0) + 9рЛ[з—ми'п = 1,35! + 713+ (101 +
+ 14,85) 50 (0,0525 соз 18° + зш 18°) + 20,8.50 - 0,0525 =
= 1,351 + 2847;

1 В случае пуска конвейера, работающего значительное время и имею-

щего непродолжительную остановку (10  • • 15 мни), коэффициент сопротив-

ления движению ленты может быть принят равным и»'.
515 = 5ие®"“* = (1,3$! + 2847) 2,71°.’525-«.зи = 1,32^ + 2894;

51с ~	+ № 15-16 — $15 + (? + ?0 + 4р) 7-15-16^11 =

= 1,3251 + 2894+(101 + 14,85 + 20,8) 200 • 0,0525 =
= 1,3251+ 4329;

5п = (51в + 9//)А3 = (1,325х +4329 + 101 - 2,5)1,05а = 1.465,+-
+ 5051.

Решив систему уравнений

5П = 5,345,; 1

517= 1,465, + 5051,)	(436)

получим 51 = 1302 кгс, 5К = 6953 кгс.

Тяговое статическое усилие при пуске

Гоп = 5,7 — 51 = 6953 — 1302 = 5651 кгс.

Статический момент при пуске, приведенный к валу двигателя,

.х И'оп1’ 5651 . 0,856

Мст. п — 2ирч]п — 2 . 16.0,865 ” 175 КГС ’ М’

где г|п — к. п. д. в период пуска привода,

1]п = 1 — (1—т)м)^пСт = 1 — (1 — 0,85)1,5  0,6 = 0,865; (438)

ст — коэффициент возможного уменьшения сопротивлений дви-
жению ленты, ст = 0,55...0,6.

Момент инерции всех движущихся масс конвейера, приведенный
к валу двигателя,

ЛР = В (7Р + А) + ~ = 1,15 (0,688 + 0,0356) +
«р’1п

, 2439-0.428?	„ ос	,

+ 16? • 0,865 ” КГС ‘ М ' С ’	(4-0

где = 0,688 кгс • м • с3 — момент инерции ротора;

— момент инерции муфты;

/„ = 0,0356 кгс  м • с2;

6=1,15— коэффициент, учитывающий момент
инерции деталей привода, вращаю-
щихся медленнее, чем вал двигателя;

тк — приведенная масса движущихся час-
тей конвейера и груза на нем,

тк = 9^ 1(<7 + 2<?0) Ь + ед = ^[(101 +2-14,85) 300 +
+ 0,8  10 800] = 2439 кгс • са/м;	(440)

— коэффициент, учитывающий упругое удлинение ленты, в ре-
зультате чего не все массы конвейера приходят в движение
одновременно. Для прокладочных лент ку = 0,5...0,7; для
резинотросовых—ку ~ 0,85...0,95 (более высокие значе-
ния ку принимают для коротких конвейеров, низкие — для
длинных (более 100 м)),

кс — коэффициент, учитывающий, что окружная скорость части
вращающихся масс меньше, чем V, кс = 0,7... 0,9;

Ср — вес вращающихся частей роликов и барабанов конвейера»
кгс,

Ср = (9; + ^) С + V с6 = (20,8 + 7,2) 300 + 2400 = 10 800 кгс.

Вес вращающихся частей барабанов 2Сс =* 2400 кгс.
Средний пусковой момент двигателя

+ Л,п. пнп _ 2.0Мк + 1.1М,

/Ил. ср ~~	"	2	— —2

= 1,554^ = 1,55 - 9754- = 1,55 • 975	= 249 кгс  м.

П	У/П

Время пуска конвейера

/	7"РЫ

" Л1П1Ср-Л1ст.п

2,85 -101,5
249—175

= 3,91 с.

Время, после которого усилие в набегающей ветви конвейера
достигает максимального значения, определяем по формуле (79):

Д К

2 ।__Д

С2

+ го) - 2.56

где 1К = 300 м — длина конвейера;

— скорость распространения упругой волны в ра-
бочей ветви ленты,

До — приведенная жесткость ленты,
= ЕВ1 = 2500 • 100 - 6 = 15 - 105 кгс;

1 = 6 — число прокладок ленты;

В ~ 100 см — ширина ленты;

Е —динамический модуль упругости ленты, кгс/см прокладки,

Е = 2 000...3000 кгс/см прокладки для синтетических лент,

Е = 500...800 кгс/см прокладки для хлопчатобумажных лепт,

Г? — погонная плотность движущихся частей конвейера,
кгс  с2/м2.

Для рабочей ветви

Р1 =	(7 Т <7о + 7р) = 9^1 (Ю1 + 14,85 + 20,8) = 13,9 кгс • с2/ма;
для холостой ветви

Р> = ± О?о + <7р) =	(14,85 4-7,2) = 2,25 кгс  с2/мЕ;

с2 — скорость распространения упругой волны в холостой ветви

ленты,

са

Ео 1/15  10* _
р, = V 2,25

819 м/с.

Поскольку время пуска конвейера 1Л от электродвигателя с фазо-
вым ротором больше времени I, вычисленного по формуле (79), то
максимальное динамическое усилие в ленте в точке набегания оп-
ределяем по формуле (78):

(

5нб.д = ^ди-е /,

где Й7Д — избыточное динамическое окружное усилие, передавае-
мое ленте от привода в пусковой период,

Н7 „ (Л'п- ср - п) Ир _ (249 - 175) 16 _ 2766

И/д —	д	21/00 кгс,

е = 2,71 — основание натурального логарифма;

/ппр — масса вращающихся частей привода, приведен-
ная к ободу барабана,

_ $ (7р + 7М) “р'Ип 1,15 (0,688 + 0,0356) 162 . 0,865

7«пр —	—	0,428?

— 1006 кгс-с2/м.

Подставив числовые значения параметров в формулу (78), полу»
чим

/	329-13.9-2.56Х

5Нб. д = 2766 [1 — 2,71	1006	)« 2766 кто.

Максимальное усилие в ленте при пуске

Зтах = 517 4- 511Сд - 6953 + 2766 = 9719 кгс.

Коэффициент динамичности

__ ^шах ___ 9719__ .

* “ 51? “ 6953 ” ’

В период пуска конвейера натяжение в сбегающей ветви (при от-
сутствии пробуксовки барабана относительно ленты)

5сб> ^ = ^ =. 1820 кгс.	(441)
Вес натяжного груза:

при установившемся режиме работы конвейера
25,(	2- 1182 „,оо

Сн = ^=-ад^ = 2488 кгс’

(442)

в пусковой период

г 25<д	2 . 1,12.1302, „п_„ л

"п = V = —адз— =3070 кгс

где г|н = 0,95 — к. п. д. натяжного устройства.

Таким образом, для поддержания в ленте оптимального натяже-
ния целесообразно применять автоматическое натяжное устройство.
Если нет простых и надежных устройств, принимаем грузовое на-
тяжное устройство с весом груза Он = 2488 кгс.

При таком значении веса натяжного груза при пуске загружен-
ного конвейера будет происходить пробуксовка приводного бараба-
на относительно ленты. Опыты показали, что такая пробуксовка
допустима, так как опа не оказывает существенного влияния на из-
нос ленты. При установившемся движении конвейер работает без
пробуксовки.

Ход натяжного устройства (табл. 58)

/я = (0,02...0,04)Л + 0,3 = 0,03 * 300 + 0,3 = 9,3 м.

Таблица 58

Формулы для расчета хода натяжного устройства

Тип ленты	Ход натяжного устройства м
Основа из хлопчатобумажной ткани Основа из синтетических тканей Резинотросовая	0,0251 + 0,3 (0,02...0,04) Д + 03 0,011* + / »*
* А — длина конвейера, м;  *♦ /с — длина стыкового соединения, м.	

Рассчитываемый конвейер, предназначенный для работы в тран-
спортной цепи, должен иметь путь движения конвейерной ленты при
ее остановке не более 2,5 м (во избежание засыпки узла перегрузки).
С целью уменьшения пути выбега ленты используем принудительное
торможение конвейера, установив для этого тормоз на быстроходном
валу привода.

Принимая изменение скорости ленты от и = 2,75 м/с до г'о — 0
линейным, получаем необходимое время торможения

2/	9 9^

(443)
Статический момент на валу двигателя при торможении
,, И'оЯПм	4579 - 0,856 • 0,85	,Л. „ ,	.....

Мст. т = -а—' =----2Й6— = 104 кгс'м-	(444)

Момент инерции всех движущихся масс конвейера, приве-
денный к валу двигателя (при торможении),

Лр. т = 67р. м + т]и = 1,15 • 0,724 +

. 2439 • 0,4282 - 0,85 о ™	о

Н------рг—”— = 2*32 кгс • м * с\	(4ч5)

Время торможения конвейера

Из этой формулы находим тормозной момент

и г ^Прт	ЛЯ	2,32 • 101,5 1 Г| 1 п- л	/ л л -т\

Л4Т = ---------Мст, т = ——-----------104 = 2о,4 кгс • м, (44/)

Принимаем колодочный тормоз типа ТКТГ-300 м (диаметр тор-
мозного шкива 300 мм, наибольший тормозной момент 80 кгс - м,
электродвигатель типа ТГМ-50). Тормоз отрегулирован на расчет-
ный тормозной момент.

Проверяют возможность обратного движения ленты при загру-
женном наклонном участке 13—14 конвейера и выключенном дви-
гателе привода конвейера. В этом случае натяжение в ленте
и сопротивление обратному движению ее вычислим методом тяго-
вого расчета по контуру. Расчет начинаем от точки 4, в которой
натяжение 5! = 1182 кгс, так как натяжной груз Он — 2488 кгс
постоянен. Численные значения натяжения ленты в характерных
точках находим от точки 4 до точки 1 по направлению обратного
хода, а от точки 4 до точки 17 —	против обратного хода:

$з = й54 =	1,05	-	1182 =	1240	кгс;

5а =	=	1,04		1240 =	1290	кгс;

5Х == &53 =	1 т03	-	1290 =	1330	кгс;

55 = ^ = Л^= 1135 кгс;
к 1,04	г

56 = 8-0 — №5_6 = 83 - (<?0 + ъ) 15_6кГ = 1135 - (14,85 +
4-7,2)200  0,035 = 981 кгс;

о 5в 981 пго

5’ ~ ~к ~ Гоз— 9о2 к ’

$8 = 8, — и^7_8 = 87 — [<707,7_в(и'' СО8 0 4- 81П р) 4- 7рГ7_8®'] =

= 952 — [14,85 • 50 (0,035 соз 18е 4- з’П 18°) 4- 7,2 • 50 • 0,035| =
= 685 кгс;
5 5а 8'.) п г.
« = у=йад = 665 кгс;

$10 = $9 — П^Э—10 = $0 — (?0 + 7?) ^-9 — 10а,/ ~

= 665 — 0 4,85 + 7,2) 50  0,035 = 626 кгс;

с 510	626	спс

$1, =	= т= = 596 кгс.

л к	1,Оо

Поскольку 1Гзагр = 0, ТО $13 = $п — О0 + (?р) 111-13^' = 596 —
— (14,85 + 20,8) 50 • 0,035 = 534 кгс;

= $13 — 11713-и = 51з — [(? + 70) ^з-м с05 ₽ —
— 51пр) + ор'Л13_|4зг»'] = 534 — 1(101 + 14,85) 50 х

X (0,035 СО5 18° — 51П 18°) + 20,8 • 50  0,035] = 2095 кгс;

513 = -Дд- = ----„Уп „п- = 2072 кгс;

а1== 18° = 0,314 рад;

$1в — $15 — И7|5—ю = 513 — (^0 4- (/],)	=

= 2072 — (14,85 + 20,8) 200 - 0,035 = 1822 кгс;

5*9	1822 1гго г Л

$17 ~ ’И 1да “ КГСи

Поскольку 5Х — Зи < 0, то необходимо удерживать приводной
барабан тормозным усилием от обратного движения.

Тормозное усилие

Гт = $17 — $1 = 1653 — 1330 - 323 кгс.

Тормозной момент на быстроходном валу привода

. пг 323 - Ода - 0,85	пп	/у|.оч

Мг = Ат— === 1Т25----------зТпз—~	9,2 кгс ' м’ И48)

где Лт — коэффициент запаса торможения, А’т ~ 1,25.

Тормоз ТКТГ-ЗООм вполне удовлетворяет условию торможения
ленты от обратного ее движения.

Барабанная разгрузочная тележка. Диаметры барабанов при-
нимаем равными приводному, т. е. О6 = 800 мм. Для предваритель-
ного расчета вес тележки можно принимать по табл, 59.

Скорость движения тележки с механическим приводом; для лепт
В = 400, 500, 600 мм от = (0,1...0,17)1?; для лент В = 800, 1000 мм
ут = 0,085а; для лент В = 1200, 1400 мм ат = 0,075, где V — ско-
рость движения ленты [23Т

Сопротивление передвижению тележки

^ = 517-51о+ Гст,
где — сопротивление передвижению тележки при загружен-
ном конвейере; определяется по формуле (190).
Вес тележек, кгс

Таблица 59

Ширина ленты, мм	Нормальных		Тяжелых	
500	1900			
600	2600		-—,	
800	2500 ..	.. 4000	4000 ... 6200	
1000	3500 ... 5550		5000	.. 7800
1200	5400 ..	,. 10 060	8000	. 12 200
1400	6110 ..	.. 12 700	10 000	.. 15 500

Мощность привода

№<У_

к$т-
102т1м

Затем выбирают электродвигатель, ред5'ктор, тормоз, рельсо-
захват, ходовые колеса, рельсы и производят прочностные расчеты
узлов и деталей тележки.

При проектировании перегрузочных узлов ленточных конвейе-
ров необходимо знать траекторию движения отдельных кусков и по-
тока груза после разгрузки с барабана, что позволит определить
место расположения питателя, отбойной стенки или направляющего
лотка в перегрузочном узле, а также амортизирующих роликоопор
в приемном конвейере.

На примере расчета применительно к двухбарабанному разгру-
зочному устройству рассмотрим общий случай определения траек-
торий движения потока насыпного груза При его разгрузке с бара-
бана. Отрыв груза от ленты произойдет в тот момент , когда центро-
бежная сила, действующая на частицу груза, станет равной ради-
альной составляющей веса частиц (рис. 121), т. е.

V2

соз О,

(449)

где $ — ускорение силы тяжести, м/с2;

О — угол между вертикалью и линией действия центробежной
силы в точке отрыва частиц материала;

/? — радиус разгрузочного барабана, м.

Затем определяем угол 0 и наносим на расчетную схему точку
отрыва О груза от ленты.

Если > I, то отрыв груза от ленты происходит в точке О.

Опыты, выполненные в Киевском инженерно-строительном ин-
ституте, показали, что начало свободного падения частиц груза про-
исходит в тот момент, когда они расположены в вертикальной плос-
кости, проходящей через точку 0 отрыва груза от ленты, причем ско-
рость движения частиц по
высоте потока в момент на-
чала свободного падения
постоянная и равна скоро-
сти движения ленты.

Движение частиц груза
при свободном падении
происходит по параболе
(рис. 121):

!/ = х1е(±р)-2-^р,

(450)

Рис. 121. Построение траектории движения
частиц груза при его разгрузке с барабана

где р — угол между осью абсцисс и направлением скорости дви-
жения частиц в начале свободного падения; в I четверти
(+Р), в IV -(-₽).

Задавшись значением х, по формуле (450) при^ = 2,75 м/с и р =
*= +14° определим значение у:

х 0,25	0,5	0.75	1.0	1.25	1,5	1.75	2.0

у 0,02 —0.046 —0,199 —0.436 —0,758 —1,165 —1.673 —2.22

Принимая начало координат в точках О и Он по значениям х и у
строим траектории движения нижних и верхних частиц потока;
задавшись расстоянием определим расстояние /3 от центра раз-
грузочного барабана до места падения потока груза.

В выполненном расчете траектории движения частиц груза оп-
ределены при условии, что лепта в пролете между роликоопорой и
разгрузочным барабаном расположена по прямой СО; в действитель-
ности под действием собственного веса и веса транспортируемого
Груза лента получает прогиб, в результате чего точка соприкосно-
вения ее с барабаном смещается влево. При уточненных расчетах
учитывают влияние прогиба ленты на траекторию движения частиц
груза.

Расчет очистного устройства. Для очистки ленты от налипающе-
го материала устанавливаем очистную лопастную щетку1, имеющую
индивидуальный привод. Лопасти щетки изготавливают из капроно-
вых нитей или из конвейерной ленты. Обычно щетку устанавливают
под разгрузочным барабаном так, чтобы продукты очистки падали
в разгрузочный лоток или бункер. Для обеспечения более эф-
фективной очистки ленты вращение щетки назначают противопо-
ложным направлению скорости движения ленты (встречное
движение). Возможна также работа щетки при попутном дви-
жении.

1 А п понев и ч Е, К. Определение числа оборотов чистителей конвей-
ерной ленты. Горнотранспоршое оборудование карьеров. Киев, Техшка, 1971.
V

Рис. 122. Схема к расчету очистной щетки;

а — расположенной для очистки лепты, огибающей барабан; б — расположенной
для очистки ленты между барабаном и роликоопорой

Щетка, установленная на участке ленты, огибающей барабан
(рис. 122), эффективно очищает конвейерную ленту при частоте,
мин-1, вращения

п >

1,57 1Д 1
г г А юоа

л ]/

60с?,

(451)

где	г — число лопастей щетки, рекомендуется г — 8... 12,

принимаем г = 10;

О —диаметр барабана с учетом толщины ленты, Р =
86,7 см;

й — диаметр щетки, принимаем 4 = 50 см;

и = 2,75 м/с — скорость движения ленты;

0,5 - 86,7 “ 0,52 г О1с

11 ~ Г + й — 2'1 - 86,7 + 50 —2 . 0,5 “	16 СМ‘

,	11(1 — Л2	0,5-50 —0,5а л ,оп

Лг“ О-1-а —2,1 “86,7 + 50 —2 - 0,5 “ °-182см>

Л — сближение щетки с лентой, рекомендуется /г = 0,3. „0,5 см,
принимаем Н = 0,5 см.

Знаки «минус» и «плюс» соответственно для встречного и попут-
ного вращений щетки относительно движущейся ленты.

Частота вращения щетки при встречном движении

1,57	1//1х	1	1,57	-1/ 0,00318	1

г	т а	10(И	™	10	и 0,5	100-0,5

л у 1^0	3,14]/ 0,00182 - 0,867

X 60 - 2,75 = 75,8 мин"1.

Принимаем частоту вращения п = 1,15  75,8 — 87,2 мин Л
Частота вращения щетки при попутном движении
1,57 , 1//И ,	1	1,57	-1/67)0318 I

г + И 4 ' 1004 сп 10 + г о,5 ЮО - 0,5

П ------------т=--------60у — ------------ .. .. _=^=--------

л. /Л2О	3,14 / 0,00182  0,857

X 60 • 2,75 = 340 мин’1.

X

Как видно, работа щетки при попутном движении происходит
при значительной частоте вращения, что будет способствовать быст-
рому ее износу.

Мощность двигателя для привода щетки

“ 1021]	%

(452)

где знаки плюс и минус соответственно для встречного и попутного
движений;

р — удельное сопротивление очистке, на основании экспери-
ментов р — 0,5.* .1,8 кгс/см2;

ЛСр — средняя толщина очищаемого слоя материала, Лср ==*
= 0...0,5 см;

— окружная скорость режущих кромок щетки, м/с,

Ущ

_ л <1п _ 3,14  0,5 • 87,2

- 60 ~	60

= 2,28 м/с;

В = 100 см; принимаем Лср = 0,25 см; г|м = 0,9.

Мощность двигателя щетки при встречном движении

1.0 • 100 - 0,25 * 2,75

102пм ищ	102 • 0,9

2,75 + 2,28

2,28

= 1,65 кВт.

По каталогам подбираем электродвигатель и редуктор для при-
вода щетки.

Иногда для грубой очистки перед щеткой устанавливают скре-
бок. Сопротивление движению очистного скребка

Ц7С =	= 50 * 1 = 50 кгс,

(453)

где и’с = 30...50 кге/м — удельное сопротивление скребка при
очистке лепты.

Мощность, расходуемая на очистку,

Г, о

/V = —

102

50 * 2,/5_ . пг- ч-х

= —102— = 1,35 кВт.

Аналогично определяют сопротивление плужков, устанавливае-
мых па ленте обычно около барабанов.

Опорная инструкция с поддерживающими канатами (рис. 123).
На продольно натянутые канаты, опирающиеся на стойки, навеши-
Рис. 123. Опорная конструкция с поддерживающими канатами

ваются рол и коо поры, ролики* которых соединены шарнирами (рис-
124, а) или надеты на гибкий орган, например стальной канат (рис.
124, б). При натяжении поддерживающих канатов винтовыми на-
тяжными устройствами длина отдельной секции составляет обычно
не более 150 м. Для рассчитываемого конвейера принимаем три ли-
нейных секции длиной 100 м и одну загрузочную длиной /3 = 3,2 м
(рис. 123). Расстояние между поддерживающими стойками прини-
маем таким, чтобы на канаты можно было подвесить от 3 до 6 ролнко-
опор. При четырех роликоопорах расстояние между стойками /с —
— 4,8 м. Канаты линейных секций свободно лежат на опорных стой-
ках. Такое конструктивное исполнение линейной части конвейера
имеет следующие преимущества: небольшие динамические нагруз-
ки на ленту и роликоопоры; плавность и бесшумность хода лепты;
небольшой вес линейной части конвейера; повышенную производи-
тельность конвейера (в результате увеличения скорости и желобчас-
тости ленты).

При расчете канат рассматриваем как гибкую нить; кроме того,
принимаем, что оба каната одинаково загружены и натянуты. Со-
средоточенные нагрузки заменены равномерно распределенной.

Погонная нагрузка на канат в вертикальной плоскости

л	।	1 4	1 лол р 37,5 . 14,85 . 101 _о .	.

?« =	+ у + у + у = 1,424 + -^ +	= '8,1 кге/м,

(454)

♦ Уплотнение подшипниковых узлов предложено УКРНИИПРОЕКТом.
Рис. 124. Подвесные роликоопоры:

а — шарнирная (/ — ролик: 2 — соединительное звено: 3 — фиксатор; 4 — палец;

5 -- узел подвески); б — гибкая с канатной осью (У — канат, 2 — ролик; 3 — упру-
гий элемент; 4 — полуцилиндр)

где дк = 1,424 кге/м — погонный вес (предварительно принятого)
•	каната типа Л1\О 6 X 19 = 114 (ГОСТ

3077—69) диаметром д. = 20 мм;

^р 45 О "7 С 1
~	= 37,5 кге/м;

Ср = 45 кгс — вес трехроликовой подвесной опоры для
линейной секции.
Прогиб каната в вертикальной плоскости принимаем" (2... 1,5)%
от расстояния между стойками:

уь = (0,02...0,015)/г = (0,02...0,015)480 = 9,6...7,2 см. (455)

Дчя сохранения вычисленного прогиба натяжение в канате

с	0,781  4803 _о,.п оюо	/леох

~ &УВ ~ 8 (9,6 ... 7,2) “ 2$ 0 • • • $ 120 кгс- (456)

Принимаем натяжение каната 5К = 2340 кгс.

Разрывное усилие каната

5Р > п$к = 4,5 - 2340 - 10 530 кгс,	(457)

где п — 4,5 — запас прочности каната.

Окончательно выбираем канат типа Л КО 6 X 19 = 144 (ГОСТ
3077 — 69) диаметром 16,5 мм.

Погонная нагрузка па канат в горизонтальной плоскости

/4Р । <?о , Ч ) *	/37,5 . 14,85 .	юо ,

?г = ч- у + 2^ а = ^~2"- 4- ~2  4- -2']с1§30 = 133 кгс/м,

(458)

где а = 30° — угол наклона бокового ролика подвесной опоры.
Прогиб каната в горизонтальной плоскости

_ Чг1* _ 1,33 - 4802 _

Уг ~ 85к — 8 • 2340 ~

16,4 см,

(459)

что составляет 3,4% от расстояния между стойками.

После постановки распорок, препятствующих сближению кана-
тов в горизонтальной плоскости, наибольший прогиб каната в гори-
зонтальной плоскости принимает значение

1,33 • 2402
8 • 2340

4,09 см.

Прогиб такой величины вполне приемлем для опорной конструк-
ции с поддерживающими канатами.

Стойки линейных секций нагружены усилием Рр, передаваемым
от каната в направлении реакций подвесной роликоопоры (рис. 125).
Вертикальная составляющая усилия

Рв = [(2</к + 4- <7) /с 4- 4ОР 4- Срс] 0,5 = [(2-1,42+14,85 +
+ 101)4,8 + 4- 45+ 10]0,5 = 380 кгс,	(460)

где Орс — вес распорки, Орс = 10 кгс.
Горизонтальная со-
ставляющая усилия

Рг = Рп с1§ а =
= 380 с!§ 30° = 658 кгс.

Усилие

= V 380* + 6582 =
= 760 кгс.

После констр уктив-
ной проработки прини-
маем расстояние от ка-
ната до поперечины Лп =
= 660 мм, а расстояние
от каната до более спас-

Рис. 125. Схема к расчету нагрузок на стойки

него сечения Лр=400 мм.

Условие прочности стойки в сечении А — Л

2/

<[а].

(461)

Расчет выполним для трубы диаметром й = 102 мм с толщиной
стенки 4,5 мм:

Б 21

/ =. 164,0 см4; Р = 13,1 см2.
380 . 658.40-10,2	. 1СГ1л и

= -[эд 4----277и— = 84/ С [а] = 1620 кгс/см2.

Материал трубы Ст5, от = 2700 кгс/см2,

[о] = 0,6от = 0,6 • 2700 = 1620 кгс/см2.

На крайние стойки секции (рис. 126), кроме того, действует уси-
лие к от натяжения в канатах, отклоняемых для закрепления
с основанием:

Рв. к = 25к 81П 30° = 2  2340 $1л 30° = 2340 кгс. (462)

В этом случае условие прочности

стойки в сечении А—А
следующее:

п ^ + Рвк ,
—+

+	(463)

Для трубы (1= 102 мм,
6 = 4,5 мм, /=164 см\
Р^ 13,1 см2,
Рис, 127. Сила удара в зависимости
от кинетической энергии падающего
куска на ленту:

1 и 2 — гад жестким» роликами жесткой
рол нкоо поры; 3 — над жестким роликом
амортизирующей роликоопоры; 4 — изд об*
реэлгеиным роликом жесткой ргликоопоры;
5 — над жестким роликом подвесной шар-
нирной роликоопоры; б — между амортизи-
рующими роликоопорами; 7 и 8— над лен-
точным конвейером-амортизатором; 9— ме-
жду подвесными шар । ирным и роликозпо-
рам и

380 + 2340 ь 658 -40 -10,2

П 13,1	2-164

— 1026	[<т] = 1620 кгс/см-.

При расчете на прочность
стоек загрузочной секции учиты-
вают также усилия от потока
груза и от удара отдельных кус-
ков.

Загрузочная, часть конвейера.
От конструктивного исполнения
загрузочной части конвейера в
значительно^ мере зависит срок
службы ленты, в особенности
при транспортировании крупно-
кусковых грузов. Эксперимен-
тальными исследованиями (рис,
127) показано, что сила удара
куска по ленте при одной и той
же кинетической энергии весьма
существенно зависит от типа и
жесткости устройств, на которые
опирается лента. Приведенными
графиками можно пользоваться
для сравнительной оценки эф-
фективности амортизации удар-
ных нагрузок различными амор-
тизирующими устройствами.

В рассчитываемом конвейере
загрузочную часть оборудуем
подвесными шарнирными роли-
коопорами, навешиваемыми на
поддерживающие канаты загру-
зочной секции, имеющие длину
4,8 м и упруго подвешиваемые
через каждые 0,8 м. Расстояние
между роликоопорами в месте
загрузки составляет 0,4 м. Вы-
сота падения груза на конвейер
составляет/: = 1,0 м.

Лента в загрузочной части конвейера воспринимает усилие от
гидростатического давления падающего на нее потока

Рп = &	= ~зТбХ)1'У 2 ’ 9,81 • 1,0 = 125 кгс. (464)

Максимальный вес отдельных транспортируемых включений из-
вестняка с у = 2,45 те/м3 (кусков) составляет

0± = 0,3 . 0,26 ♦ 0,2  2,45 = 0,038 тс.
Исходя из заранее заданной силы удара по подвесной ролико-
опоре, определяем необходимую жесткость упругой системы. Сила
удара по подвесной ролнкоопоре

Р> = 01(1 + ]/1 + ^^?/	(465)

Для подвесной шарнирной роликоопоры

тг ~тР =»	= °>0223 кгс • с2/см- = 38 кгс>

т, = Ж = 0,0387 кгс - с2/см, Н = 100 см.

Из формулы (465) жесткость упругой системы

8у(Мг + тг)/Ру \	030 (0,0223 + 0,0387)

С------2йр^ (6,	2 • 100 • 0,0387 Х

X — 2^ = 72,4 кгс/см.	(466)

Силу удара по роликоопоре примем Ру = 630 кгс (при которой
сохраняется лента).

При центральном нагружении подвесной роликоопоры се жест-
кость

С 2С0П 81Л2 а,	(467)

откуда жесткость подвески роликоопоры

^ол = 0—= к “ 72,4 кгс/см,
2 81 и2 а 2 ьш2 45°	1	*	’

где а — 45° — угол наклона боковых роликов опор, установленных
в местах загрузки. Повышение угла наклона боко-
вых роликов позволяет улучшить формирование по-
тока на ленте и уменьшить просыпи материала,

§ 2* Расчет ленточного конвейера с уклоном
в сторону транспортировки материала

Исходные данные ленточного конвейера с уклоном в сторону
транспортировки материала: производительность П = 1000 тс/ч —
= 278 кгс/с; длина конвейера 7, = 250,0 м; угол наклона конвейера
Р = 15°; разгрузка материала осуществляется с концевого бараба-
на; конвейер установлен стационарно на открытой местности. Ос-
тальные исходные данные такие же, как в предыдущем примере.

Поскольку общее сопротивление движению загруженной ленты
П7о < 0, то привод конвейера расположим в хвостовой части
(рис. 128).

Скорость движения ленты принимаем V — 2,5 м/с.
Рис. 128. Схема ленточного конвейера с уклоном в сторону транспортировки
материала

Ширина ленты

в- (/5т; + И = '' (К,.4 +
+ О,Об) = 0,843 м,

где ку = 0,89 (табл. 49); С = 625 (табл. 48),

Учитывая кусковатость транспортируемого груза, лента долж-
на иметь В	(810...980) мм.

Согласно ГОСТ 20—76 принимаем ширину ленты В = 1000 мм.

В точке 1 минимальное натяжение ленты 5Р

Натяжение в остальных точках ленты находим методом обхода
по контуру:

53 = А5Х = 1,0551, к =1,05 (табл. 53);

53 = 58 + Г2-з = 1,055! 4- <?01 (оу' соз р + зш Р) + дрЬи»' =

= 1,055! + 14,85 • 250 (0,035 соз 15° + з'ш 15°) + 7,2  250 х
X 0,035= 1,055!+ 1149.

Предварительно принимаем ленту с I = 6, тогда погонный вес
ленты = 14,85 кге/м.

Как и в предыдущем примере, <7Р' = 20,8 кге/м, др = 7,2 кге/м,
1р = 1,2 м, Гр = 3,0 м, <7=111 кге/м, + = 0,035 (табл. 54).

54=Л53= 1,05(1,0551+ 1149) = 1,15!+ 1206,

5„ = /г5, = 1,05(1,151 + 1206) = 1,15551 + 1266,

5в = *5а = 1,03(1,15551+ 1266)= 1,1951+ 1304,

58 = 5Г — 1Г1-8 = 5Х — [(уо + ч) Ь (су' соз р — з!п р) +

+ ^'Ьау'] = 5! — [(14,85 + 111) 250 (0,035 соз 15° —

— 311115°) + 20,8 • 250  0,035] = 5Х + 6897,

57 = 58 — 1Г7_8 = 51 + 6897 — 141=5! + 6756,

1Р7 сП .	. г 1/п' Г7\ Кб • 1000~

и 7-з —	(о— По + А I	. д81 (2+

— 2,5 + 0,56 V 2- 9,81 • 1,8 =141 кгс.

В данном случае V = у0.


Для фрикционного
привода, работающего
в генераторном режиме,
57<5г?“.

Предельное состоя-
ниет при котором отсут- 5
ствует скольжение бара- ,
бана относительно лен-

ты, записывается равен- Рис- 129. Диаграмма натяжения в ленте*
ством

5й + 6756 = (1,19^ +1304) 2,71°^4-^

При I = 0,3 и а - 240°	-- 3,51 (прил. ЬХХХГ),

откуда	$1 = 686 кгс.

Определим минимально допустимое натяжение ленты в точке /,
исходя из максимально допустимого прогиба ленты между ролико-
опорами,

~	(7 + <7о) соз р/р2 __ 07 + ?0) сой р/р'_

О1 тН 8# ото25/р' —	0,2

= (1.1 + |4.85)^.15-.|,2_ 730кг<.

Тогда

52 = 1,055, = 1,05 - 730 - 767-кгс,

53 = 1,055, + 1149 = 1,05  7Й0 4- 1149 = 1916 кгс,

5, = 1,055я = 1,05 • 1916 = 2012 кгс,

55 = 1,0554 = 1,05 • 2012 = 2113 кгс,

50 = 1,035, = 1,03 • 2113 = 2176 кгс,

5в = 5, 4- 6897 = 730 + 6897 = 7627 кгс,

5? = 5 , 4- 6756 = 730 4- 6756 = 7486 кгс,
* » .

При таких натяжениях ленты привод будет работать несколько
с большим запасом по тяговой способности.

Строим диаграмму натяжений в ленте (рис. 129).

Сопротивление, необходимое для удержания ленты от движения
вниз,

- $7 — 5. = 7486—2176 = 5310 кгс.

Мощность двигателя, работающего в генераторном режиме,

А7	5310.2,5-0,85	. 1П г п

= Лот- =--------102-----= 110’6 кВт-

* На диаграмме натяжения ленты (рис. 129) в точке 1 следует указывать
минимально допустимое значение ленты (в нашем случае = 730 кгс).
Установочная мощность двигателя

М, = ЯуУр =1,1. 110,6 = 122 кВт.

По каталогу выбираем асинхронный электродвигатель типа
АК.102-8М с фазовым ротором со следующими данными:

/V = 125 кВт; п = 1460 мин-1;

Л1

- ^та- = 2,2; /р = 0,356 кгс • м • с».

Выбор ленты. Прн угле наклона боковых роликов желобчатых
роликоопор 30° принимаем лепту с прокладками из лавсана с ср =*
= 150 кгс/см прокладки (прил. ЕХХХ1У).

Число прокладок ленты

. _ 5як _ 7627 .10 _	1

1 орВ “ 150 • 100 “

где я = 10 (табл. 55).

Принимаем лепту с числом прокладок I = 6.

Диаметр приводного барабана

Об = «1/ = (160...170)6 = 960... 1020 мм;

где «! = 160... 170 (табл. 56).

Максимальное давление между лентой и барабаном

Р ~ ОйВ [Р1’

Р = 96.755 = 1,56 < (р] = 4 кгс/см».

Принимаемое — Ю00 мм. Диаметр концевого и натяжных ба
рабанов

0,8	= 0,8 • 960 = 768 мм.

Принимаем Е>г — 800 мм.

Диаметр отклоняющего барабана

= 0,65Об = 0,65 960 = 624 мм.

Принимаем “ 630 мм.

Длина барабанов

Ьс = В + аб = 1000 + 150 = 1150 мм; ав — 150 мм (табл. 57).

Частота вращения приводного барабана
60$	60 • 2,5 лг п

Йб ~ этО ~ 3,14 • 1,04 ~ 45,9 МИН ’

где	П=Пб + 2Дф= 1,0 + 2 • 0,02= 1,04 м.
Передаточное число редуктора привода
П 1500 пд
иР=^ = 45Т=32,68.

Расчетная мощность редуктора (типа ЦД2 и ЦЦН-130М)
Л^ред - АХ = 1,25-110,6 = 138 кВт,

Принимаем режим работы привода и характер нагрузки такими
же, как и в предыдущем примере.

По каталогу выбираем редуктор ЦД 2-10051-31,5-1 с пР = 31,50.

Фактическая скорость движения ленты

л Од со/? 157 - 0,52 осп /

1'ф = 60^ =	= -ЗЬ5— = 2’59 М/С-

Поскольку действительная скорость движения ленты незначи-
тельно отличается от ранее принятой, то уточняющий расчет не
производим.

Исходя из условия более эффективного торможения полностью
загруженного конвейера, натяжное устройство располагаем около
приводного барабана для натяжения набегающей ветви ленты. При
установившемся режиме усилие натяжки

п 2$ъ	2-2113	, 1ЛО

Р“ = ^- = ~ад5- = 4448 КГС'

Ход натяжного устройства (табл. 57)

= (0,02...0,04)Ь + 0,3 = 0,02 - 250 + 0,3 = 5,3 м,

Роликоопоры для поддержания рабочей и холостой ветвей кон-
вейера принимаем такими же, как в предыдущем примере. При не-
загруженном конвейере или загруженном на длине (рис, 128)
привод работает в двигательном режиме, а при загрузке конвейера
на длине большей Д— в генераторном режиме.

Длину определим из условия

- 57 - 5в = 0.

Подставив значение 57 и 5С в это выражение, получим

“	(7+ ?<1) (“>' СО5 р — 5Й1Р)

_ —ОД9 - 730 — 141 + 20,8 - 250 < 0,035 — 1304	$ -

""	(Н1 + 14,85) (0,035соз 15° — зГп 15°)	*“ 4У,Й М'

Таким образом, вхолостую и при неполной загрузке привод кон-
вейера работает в двигательном режиме, а с увеличением загрузки
на длине, большей Ло, переходит в генераторный режим работы.
С учетом этого проектируется электропривод конвейера.

Проверка конвейера на пуск и торможение. Пуск конвейера осу-
ществляется при более благоприятных условиях, чем пуск горизон-
тального или наклонного конвейеров. Расчет конвейера на пуск
производится по той же методике, что и конвейера, рассчитанного
ранее.

Наиболее неблагоприятный случай для уклонного конвейера —
это торможение и остановка полностью загруженной ленты.

Сопротивление движению ленты (без воздействия составляющей
веса груза р) приближенно вычисляем из выражения

Го = 1,1 [(2</0 4- <?) СО8 Р 4- (4р + 9р)] Ею' =

= 1,1 [(2- 14,85 + 111)со5 15° + (20,8 + 7,2)]250  0,035 =

= 1578 кгс,	(469)

где 1,1 — коэффициент, учитывающий сопротивление на барабанах.
Статический момент па валу двигателя при торможении

Момент инерции всех движущихся масс конвейера, приведенный
к валу двигателя, при торможении

«/лр т ” ®*/р. м И “ Ли ™ 1,15  0,446 +
пр

( 2140 * 0,52й*0,85	1 лао

Ч-------ТГЕа--:— = 1,008 КГС  М * с2,

где	/р. м = 0,446 кгс - м * с2;

тк ку [(<? + 2<7о) Ь +	- = 0,5 [(111 + 2 • 14,85) 250 +

+ 0,8 • 8500] <4т = 2140 кгс • м-1 с2;

У,о!

6Р =	. 1 + у сб == (20,8 + 7,2)  250 + 1500=8500 кгс.

Время торможения конвейера, исходя из заданного пути оста-
новки лепты,

/т-^ + о0 2.59	1,/С-

Тормозной момент

а а ^пр. т(,) я •	1,008 • 157

Мч = —-------Мст.т =-----ру-----22,1 — 70,98 кгс  м.

Принимаем колодочный тормоз типа ТТ-320, отрегулированный
на заданный тормозной момент.

§ 3.	Расчет ленточного конвейера-питателя

Исходные данные ленточного конвейера-питателя: производи
тельность/7 — 5120 тс/ч = 1422 кгс/с (3200 м$/ч) вскрышной поро-
ды (ур = 1,6тс/м3;	= 1,4); максимальный размер куска аГПдх =
Рис. 130. Схема конвейера-питателя

= 300 мм (в общей массе содержится 12% кусков размером аПт =
= 300 мм); коэффициент трения груза о ленту Д = 0,5; коэффици-
ент трения груза о борта питателя /2 = 0,6; скорость движения лен-
ты 5 м/с; груз падает перпендикулярно к ленте, т. е. начальная
скорость груза = 0; разность уровней между рабочими поверх-
ностями лент подающего конвейера и питателя Н ~ 2 м; угол на-
клона конвейера [3 = 10° (рис. 130).

Поскольку груз на ленте питателя приобретает скорость от нуля
до у = 5 м/с, то средняя скорость

ц, + и 0-1-5 а ,
Уср = -^2— = —= 2,5 м/с.

Минимальная площадь сечения груза на лепте

р___	11	__ 5120	~ . —гу 2

1	“ ЗбООуТр = 3600 • 5 * 1,6 =	1 /д М •

После предварительного расчета принимаем ленту шириной
В — 1400 мм, тогда

Ь « В — 300 - 1400 — 300 = 1100 мм.

Рабочая ширина ленты удовлетворяет условию кусковатостн:

Ь >(2,7.. .3,2) атах~= (2,7. „3,2) 300 = 810...960 мм.

Минимальная высота слоя груза па ленте

Лщы —1 — 0,162 м.

Средняя высота слоя груза па ленте

;	_ П _	5120

,ЬР ЗбОО^Тр 3600 - 2,5 • 1,1 • 1Д	М‘

А шах ~ ЗАгп1п = 3 -0,162 = 0,486 м.
Сила давления груза на оба борта

Р = 1000/!срТРЛ = 1000  0,324а • 1,61 = 1681 кгс. (471)

Сила сопротивления от трения груза о борта
Г1 рд = 1681  0,6 = 1011 кгс.

Средняя погонная нагрузка на ленте
П 5120 -пп
= “з^г =569 кгс/м-

Вос груза на ленте

С =	= 569Л кгс.

Сила трения груза о ленту

№а = ДОсоз ₽ = 0,5  569Г соз 10° = 280Л.

Составляющая веса груза, которую нужно преодолевать,
№3 = О51П0 = 56915Ш 10° = 991.

Уравнение движения груза на ленте

-|а + №1 + №3-№2 = 0,	(472)

ИЛИ

^а+ ЮН + 99Ь — 2801 =0,

где а — ускорение груза, м/с3, откуда
а = 1,38 м/с3.

Время движения груза относительно ленты

<-1= 138-3.62 е.

Рабочая длина питателя

1=2- = —— = 9,05 м.

Общая длина питателя

10 = 9,5 м.

Высота падения груза

К = ц __ Зйт1п = 2 — 3 0,162 = 1,514 м.

Усилие от падающего потока, воспринимаемое лентой,

Л. = 3^1'2^ - Э5ЙГ81 I '2	-1,614 - 790 кгс.
Сила трения ленты о груз (груз на длине Ь — 9,05 м проскаль-
зывает относительно ленты)

Гтр = (Рп + 6) Л = (790 4- 5150) 0,5 = 2970 кгс,

где 6 = 5692, ~ 569 • 9,05 = 5150 кгс.

Мощность на валу барабана питателя, необходимая для преодо-
ления сил трения,

^тр”	2970-5 ,.СР п

Лтр )02	102 — 14о,6 кВт,

Мощность конвейера-питателя Лгс, необходимую для привода
ленты, загруженной равномерной нагрузкой, определяем обычным
способом.

Сопротивление движению ленты

П? = (Гр + Гх) 1,1 = (719 — 18,8) 1,1 = 770 кгс.

Сопротивление движению рабочей ветви конвейера

= (7о + ?) ЬсозРю' 4- (^ 4- ^) Iз1п р 4- <?р/,ю' =

= (20,7 + 284) 9,5 соз 10°  0,04 4- (20,7 4- 284) 9,5 з1п 10° 4-

4-270 -9,5  0,04 = 719 кгс,

где <70 = 20,7 кгс/м;

77	5120 сол

? =	= адт? = 284 кгс/м'

, ср 108 О-Л

<7р =	= ад = 270 кгс/м;

» СР 40 пл I

Чр = -Л = =20 кгс/м;

*
ю' - 0,04.

Сопротивление движению холостой ветви конвейера

= ч01ли' соз р — чаЬ 81П р 4- ЧрЬи>' = 20,7  9,5 • 0,04соз 10° —
— 20,7  9,5 81П 10° 4- 20  9,5 • 0,04 = —18,8 кгс.

Мощность
., XV» 770 .5	„

“ 102 —’ 102	8' К^Т*

Мощность привода конвейера

Л, М, +	145,6 4-37,7 г

МР------------------------= 215,6 кВт,

гДе т]ы = 0,85 —к. п. д. привода конвейера-питателя.

Установочная мощность двигателя

Лг0 = /1у;Ур = 1,1  215,5 - 237 кВт,
11*
По каталогу выбираем двигатель с фазовым ротором типа
АК-111-4М; Д' = 250 кВт, п = 1465 мин'1 (<о — 153 рад/с),

СОр = 39 кгс • м2 (7Р = 1 кгс  м  с2); Л1|?,тах = 1,9.

МН

Дальше расчет кон вейер а-питателя производят так же, как обыч-
ного конвейера.

§ 4, Расчет крутонаклопного ленточного конвейера

с прижимной лентой*

Исходные данные крутонаклонного конвейера (рис. 131) с при-
жимной лентой: производительность конвейера П = 1000 тс/ч =
= 278 кгс/с; характеристика транспортируемого материала: гра-
нит после вторичного дробления (ур — 1,8 тс/м3); максимальный
размер кусков гранита яП1ах — 250 мм, находящихся в общей массе
около 12... 15%; угол естественного откоса <рд = 35° (расчетный);
коэффициент трения материала о поверхность лент и о борта загру-
зочной воронки соответственно = 0,47 и /2 == 0,6; высота подъема
груза Н = 24,5 м; угол наклона конвейера а = 40°.

Данные, полученные после предварительной конструктивной
проработки: опорная конструкция жесткая; угол наклона загрузоч-
ной части конвейера р ===== 5°; радиус переходной части, связываю-
щей загрузочную с наклонной частью конвейера, = 3 м; длина
грузонесущего конвейера 48 м (между концевыми барабанами); дли-
на прижимного конвейера Ап = 42,5 м; тип роликоопор наклонной
части конвейера — подвесные шарнирные трехроликовые с углом
наклона боковых роликов ар = 20°; роликоопоры загрузочной час-
ти — подвесные амортизирующие трехроликовые; высота загрузки
материала Л = 1,55 м; скорость движения лент V = 2 м/с; рас-
стояние между боковыми стенками загрузочной воронки конвейера
Вг = 0,6Б;

Предварительная характеристика лент: тип I резинотканевая
с основой из ОПБ, погонный вес лент — 25 кге/м; прочность на
разрыв ор — 115 кгс/см прокладки, максимальная толщина б =
— 16 мм; коэффициент сопротивления движению рабочей ветви
ленты с учетом ворошения материала на ленте при переходах через
роликоопоры ш = 0,04; коэффициент сопротивления движению
холостой ветви ленты и/ = 0,035; коэффициент сцепления между
лентой и барабанами, футерованными резиной, при сухом и запы-
ленном воздухе / = 0,35.

Местные условия: загрузка конвейера производится промежуточ-
ным ленточным питателем; воздух сухой; конвейер эксплуатирует -

♦ Параграфы 4. 5Ч 6 и 10 главы VI написаны совместно с канд. техн,
наук В. И, Коваленко


1(5ариан^2)

Рис. 131, Схема крутонаклонного конвейера с прижимной лентой



ся при температуре от —15 до +40° С в закрытом неотапливаемом
помещении; конвейер установлен стационарно.

Выбор ширины ленты. Исходя из заданной производительности
ширина грузонесущей ленты при условии, что ширина свободного
края лепты составляет 0,05В + 0,075 м,

в=(/3; +0’|5) =''(/ЙЖЙ+ °'15) =

= 1,22 м.	(473)

Для крутонаклонных конвейеров с прижимной лентой коэффи-
циент производительности Сх можно принимать по табл. 60.

Для мелкокускового щебня угол откоса на движущейся ленте
составляет около 5... 10°, поэтому в расчете принят коэффициент про-
изводительности, равный 300.

Проверяем ширину ленты, учитывая кусковатость транспорти-
руемого груза:

В > (4...6)	= (4...6) • 250 = 1000...1500 мм. (474)

Принимаем ширину ленты В = 1400 мм.

Ширину прижимной ленты принимаем такой же.

Погонные нагрузки:

ст транспортируемого грузя
_ п 1000 1ал
3 3»6р ~ 3,6 • 2 — 13$ кгс/м;
от вращающихся частей роликоопор грузонесущей ветви при рас-
стоянии между ними Гр = 0,8 м

ср'

1р

— = 50 кгс/м.

11,0

Шаг роликоопор /'в конвейерах с прижпмно,й лентой принимаем
на 25...30% меньше шага роликоопор обычных конвейеров.

Погонная нагрузка от вращающихся частей роликоопор холос-
той ветви, если расстояние между ними I" = 2,4 м,

„ ср зо 1 .

<7р = -4 = 94 = 12,0 кгс/м.

Значение коэффициентов Сх и С2

Таблица 60

Показатели	Форма ленты											
	желобчатая на трех роликовой опоре											
Угол наклона боковых роликов	« = 20°				в= 30°				« = 36й			
Угол откоса на- сыпного груза на ленте	град	10	15	20	25	10	15	20	25	10	15	20	25
Коэффициент (?1	375	450	535	620	460	530	605	685	500	570	640	715
Коэффициент С2	355	435	515	605	435	510	585	665	475	545	615	695

Продолжение табл. 60

Показатели	Форма лепты											
	желобчатая на пятнроликовой опере											
Угол наклона боковых роликов	<4 = 15’ па = $0°				™ 22,5°  <4 = 45й				«! = 30е аЛ = со°			
Угол откоса на- сыпного груза па ленте фь град	10	15	20	25	10	15	20	25	10	15	20	25
Коэффициент	395	475	555	640	490	560	630	710	555	615	680	750
Коэффициент Сг	355	430	515	600	435	510	585	670	500	570	645	720
Погонная нагрузка от действия прижимных обрезиненных колес
на прижимную ленту, если расстояние между ними /к = 0,8 м,

Р 95

= 2 ~ = 2^ = 62,5 кгс/м.

Здесь Рк — сила давления колеса на ленту, которую определя-
ем следующим образом. Боковое давление насыпного груза на верх-
нюю ленту

/?т Г > РА	1

Охи = "7“[5‘п « — р + А СО5 а (I — е~к№')=
= 4,1 0^у°18 [з1п 40° —	+ дрУ) 0,47 соз 40 } = 0,00436 кгс/см2,

п 6	700	. ... п	1г~1г	10,5’2-0,33 л он . /л-7Ы

где 7?	= -=-^	=4,12	см; 7?, =	— =	——=0,214 см; (47э)

р - 700 см- — площадь сечения материала, которую определяют
графоаналитически;

п =170 см — периметр сечения;

7Р = 0,0018 кгс/см3;

/г = 10,5 см — средняя высота насыпного груза;

А — коэффициент бокового давления,	»

/ё = 1^(45о-|)

= 1§2(45°-~) = 0,33;

(476)

1 ф = 30° — угол внутреннего трения;

/д = 0,47 — коэффициент трения при движении влажного щебня
о ленту;

а — 40° — угол наклона конвейера.

Боковое давление насыпного груза на нижнюю ленту

стЛН = охв + /гусоз а = 0,00436 + 10,5  0,0018 соз 40° —

= 0,01883 кгс/см2,	(477)

Сила равномерно распределенного давления, которую необхо-
димо приложить на длине 1 м к верхней ленте для удержания груза,

Рст « Л (вхо — -у СО5 а) = 100  100 (о,00436 —

—2^соз40°) = 25 кгс,

(478)

где — площадь верхней ленты, находящейся в соприкосновении
с грузом на длине 1 м;

?ов — погонный вес верхней ленты;

Ь — ширина ленты, находящаяся в контакте с грузом.
Учитывая динамический характер усилия, передаваемого от
прижимного колеса к прижимной ленте, сила давления одного ко-
леса на ленту

2Р
Рк —	= 25 кгс.

Из уравнения моментов сил относительно шарнира определяем
усилие пружины (или поперечное усилие от продольно натянутого
каната)

П _ Ри — <чи — с21г __ 25 • 0,433 — 10 • 0,493 — 5-0,295	, „ й, „гг,

I п---------_--------_------------о,344	--------“ КГС’

(479)

где Д = Рк;

а' = 30° — угол наклона рычага колеса к прижимной ленте;

у = а — а' = 40° — 30° = 10°;

ф = 90° — а' = 90° — 30° = 60°;

С?1 = 10 кгс — вес прижимного колеса;

О2 — 5 кгс — вес рычага;

I = 500 мм — длина рычага колеса.
Длина плеч:

— I соз у = 500 соз 10° = 493 мм;

/2 = /цсоз у = 300 соз 10° = 295 мм;

/3 = /«созу = 350соз 10° = 344 мм;

1ц = I з|п <р = 500 51П 60° = 433 мм.

Определение натяжений в характерных точках тягового контура
грузонесущей ленты (рис. 131).

Минимальное натяжение ленты принимаем в точке 5

5, 5т[п.

Натяжение в последующих точках контура:

5с = 1г8$ — 1,035,,

где й = 1,03, так как угол обхвата лентой отклоняющего барабана
меньше 90° (табл. 53);

5, == 5, + 1Г6-7 = 1,035, + <7оЕС-7 (и»' соз р — З1'п Р) -~

+	= 1,035, + 25 • 6,6 (0,035 соз 5° — з: 5°) +

+ 12,5 -6,6 -0,035= 1,035,— 6;

5Я = Й5,= 1,05(1,035, — 6) = 1,0815,— 6,3;

5Э = 53 + Г8-9 + 1Гзаг = 1,0815, — 6,3 + (?0 + д) Г6-э X

X (И СОЗ р + 51П р) + ^7,8-9® 4- ~ (у — <?0 +?! У2§Н) =

= 1,0815, —6,3+ (25 + 139) .2*- (0,04 соз 5° + зш 5°) +
+ 50-2-0,04+ ^^(2-0 + 0,47/2-9,81 • 1,55 =
' = 1,0815» + 234,

где 0 = 9,81 м/с2 — ускорение силы тяжести;

й = 1,55 м — высота падения груза;

с = 1,5 — коэффициент, учитывающий сопротивление
движению от трения груза о боковые стенки загру-
зочной воронки и о ленту, от движения ленты в загру-
зочной части, нагруженной насыпным грузом и гид-
ростатическим давлением потока;

ц,—составляющая скорость груза вдоль ленты,
для данного случая ь»0 = 0.

510 = 5» + ТРд-ю = 1,0815» + 234 +(<?<) + <?) Г9-ю(® соз ₽ + зш 0)+
+ <?;Г9_10И» = 1,0815» + 234 + (25 + 139) -4  (0,04 соз 5° + зш 5°) +
+ 50 • 4 - 0,04 = 1,0815» + 325;

5ц = 5ю +117ю—п = 1,0815» + 325 + (<?9 + 9)^10—п (госов <Хп +
+ 31П «„) +0р1/1о-цК) + ЗРго = 1,0815» + 325 + (25 + 139) X

X 2 • (0,04 соз 30° + 51П 30°) + 50  2 - 0,04 + 3 • 275 • 0,04 =
= 1,0815» + 573;

Р — усилие от одного ряда обрезиненных колес (один ряд имеет два
колеса), прижимающих ленты на переходном участке конве-
йера,

Р>5Ь-,

5	1550 кгс — общее усилие натяжения двух лент на переходном

участке, которое приближенно определяется по
упрощенной схеме наклонного конвейера методом
обхода по контуру с минимальным количеством
характерных точек; после определения натяжения
лент в указанных точках уточняется общее усилие
натяжения лент;

п ~ 3 — число рядов обрезиненных колес на переходном
участке;

Р> 15501е ^ = 275 кгс;

$12 + $ц + 1Гц_12 = 1,081 $6 + 573 + (?0 + д) 7-11—12011 соз а +

+ <7о1ц-1251в а + (<?р + дк) Ьп-а^ + — ^"о ^11-12 зт а =

*= 1,0815» + 573 + (25 + 139) - 30 • 0,04 сок 40° + 25-30 81п 40° +

+ (50 + 62,5) 30 • 0,04 +	*

X 139 • 30 з1п 40° = 1,0815»+ 3517;
— З12 Ч- ^12—13 — 1,08186 + 3517 + (70 4- <?) Ь\2—13 X

X (дасозап + зтап) +(7р+ ?к)7л2-|з® = 1,08185 + 3517 +
+ (25 + 139)  7 • (0,04 соз 30° + зш 30°) +
+ (50 + 62,5) • 7 • 0,04 = 1,0818а + 4162.

На участке 12—13 грузонесущая ветвь ленты движется по вы-
пуклой кривой, величина радиуса которой /?.,	12 В = 12  1,4 =

= 16,8 м. Принимаем 7?г — 17 м. Зная величину/?>, определяем дли-
ну кривой

,	_2л/?2а2	2- 3,14  17  24я	-

Л12-13	360°	360°	~7м.

Находим

Зц = <$1з + ИЛз—14 = 1,0818д	4162 4~ (7о Ч- ?) Таз—цш соз осу 4*

Ч" (<?о Ч" <?) 7-13—14 мп Иу 4- 1/рЬ1з_нзу = 1,08185 4“ 4162 +
4- (25 4- 139) • 3 • 0,04 соз 16° + (25 + 139)  3  зш 16° +

4- 50  3  0,04 = 1,0818, 4- 4323;

3.1 = 8а — 1Г1-5 = 85 — <7074-5 (и/ соз а — вш а) — <?р7,4-Б®' = 85 —
— 25  37 (0,035 соз 40° — з1и 40’) — 12,5 - 37 - 0,035 = 85 + 553;

53 = |4 = 1^(8; 4- 553) = 0,9718, 4- 537;

32 — 8а — Й7г-з = 83 — ^оТ-2-з (ж' соз «у — б 1п ау) — дрВг-з^1' ==
= 0,97185 4- 537 — 25 • 3,2 (0,035 соз 16° — зш 16°) —

— 12,5 • 3,2 • 0,035 = 0,9718, 4- 555;

8Х =	— (0,97185 + 555) = 0,9438, + 539;

814 С 81е/и»; при / = 0,35 и а0 = 210’,

Для предельного состояния, при котором отсутствует скольжение
барабана относительно ленты,

8И = 3,6181 = 3,61(0,94385 + 539) = 3,485 + 1946.

Кроме того, 814 = 1,0818, + 4323.

Решая уравнение

3,48, + 1946 = 1,0818, + 4323,

получаем 86 = 1025 кгс.

Из условия допустимого прогиба минимальное натяжение ленты
я«1рг С05₽^-а

У =	0,025/р,

&4-*гпт

7п/рсо$р 25 - 2,4 сой 5Э	Л с^с

откуда Зт!п = —^2— =----------02-----= 300 кгс, т, е, 5т,п,

что вполне обеспечивает нормальную работу конвейера.
Натяжение лепты в остальных точках контура:

553 = 1025 + 553 = 1578 кгс;

53 =	0,97153 + 537 = 0,971	• 1025 + 537	=	1532	кгс;

=	0,97155 + 555 = 0,971	. 1025 + 555	=	1550	кгс;

$* =	0,94353 + 539 = 0,943	• 1025 + 539	=	1506	кгс;

5С =	1,035а = 1,03 • 1025 = 1056 кгс;

5, --- 1,035, — 6 = 1,03 - 1025 — 6 = 1050 кгс;

= 1,08156 — 6,3 = 1,081 • 1025 — 6,3 = 1102 кгс;

5Й = 1,0815а + 234 = 1,081  1025 + 234 = 1342 кгс;

5ю = 1,081 $5 + 325 = 1,081 • 1025 +.325 = 1433 кгс;

= 1,08156 + 573 = 1,081 - 1025 + 573 = 1681 кгс;

512 = 1,0815а + 3517 = 1,081 • 1025 + 3517 = 4625 кгс;

51Э = 1,0815а + 4162 = 1,081 - 1025 + 4162 = 5270 кгс;

5И = 1,0815а + 4323 = 1,081 - 1025 + 4323 = 5431 кгс (табл.

61).

Таблица 61

Натяжения в лентах крутонаклоннсго конвейера

Номер точки	Формулы расчета натяжениП лент	Значения натяжения, КГС
1  2  3  4  5  6  7  8  9  10  11  12  13  14  1'  2'  3'  4'  5'  6'  7'  8' 9'  10'	Грузонесущая  5( = 0,94355 + 539  5Е = 0.9715а + 555 53 = 0.97155 4-537  54 = $в + 553  5е = 1.0356  5, = 1,035а — 6 5а = 1,0815а —6.3  5, = 1,0815; 4-234  51,, = 1,0815а 4- 325 5П = 1,0815а 4- 573  51Е = 1,0815а + 3517 513= 1,0815а-р 4162 5И= 1.0815а 4- 4323  Прижимная  5, = 0,9715; 4- 550 53 = 0,9715.; 4- 523 5' = 54' 4- 539  5*'= 1.035;  5' = 1.035; 4- 3,94 5,’= 1.0815; 4- 4,14 5' = 1.0815.,' — 14.6 5? = 1.0965; — 14.8  5,'0= 1.0965; 4- 1353	1506 1550  1532 1578  1025 1056  1050 1102  1342 1433  1681 4625 5270 5431  773 746  769 230 237  241 253 234 237  1605
Сопротивление на приводном барабане грузояесущей ленты от
ее натяжения

Шб = 0,03(514 + 54) = 0,03(5431 + 1506) = 208 кгс.

Сопротивление от очистки налипшего материала к ленте скреб-
ком в точке 1 и от сброса материала скребком с холостой ветви
на участке 6—7	= 2дочВ = 2 • 40 • 1,4 = 112 кгс, доч —

— 30 ... 50 кгс/м.

Определяем натяжения в характерных точках контура при-
жимной ленты (рис. 131):

5$ = 65; = 1,035/;

<$в' = 5; + 1Г5--6' = 1,035; + (?0 ч- фОу-ги/ =

= 1,035; + (25 + 12,5) 3 • 0,035 = 1,035; + 3,94;

57' = й56' = 1,05(1,035; +3,94) = 1,0815; +4,14;

5; = 5; + Н+--8- = 1,0815; + 4,14ЗШ 30° =
= 1,0815; +4,14 — 25 • 1,5 -0,5= 1,0815; — 14,6;

5’ = 58'е3’к“1' =(1,0815;— 14,6) 2,71°>02'07= 1,0965; — 14,8,
где % — коэффициент сопротивления движению ленты по при-
жимным обрезиненным колесам,

№К = 1,5	= 1,5 —	- -0,25  = 0,01875,

50

принимаем = 0,02;

/ = 0,025 — коэффициент трения в цапфах;

й = 5см—диаметр цапфы обрезиненного колеса;

= 50 см — наружный диаметр колеса;

р =0,25 см— коэффициент трения качения колеса по ленте;

5;о =- 5; +	= 1,0965; — 14,8 + 701^_10^со5 СЮУ +

+ 7о^э*—ю*	а Н- ?кЬэ'—ю'^к + ~	пг 51П а ==»

= 1,0965; — 14,8 4- 25  39 соз 40° • 0,04 + 25 * 39 ♦ З1п400 +

+62,5 -39-0,0241 + 0	-39 51п 40°= 1,0965.; + 1353,

— коэффициент сопротивления движению лепты по прижимным
обрезиненным колесам на наклонном участке,

©к' =	= 1,5 0,025	2 ’ 0= 0,0241,

Ок — 30 см; р = 0,18;

53' = 5; — 1Гз<—г = 54' — деЬз'~4' (ш' соэ а — зш а) — ^р13-_4-а>' =
= 5/ -25-36 (0,035соз 40° — 81п 40°) — 12,5 - 36 0,035 =

= 54' + 539;
X = Т $з =	+539) = °*9715; +523;

$' = 5; — 1Г1--2' — 0,9715.,' 4- 523 —	(о/ сон а’ — аш а') =

₽ 0,9715] 4 523 — 25  3,5 (0,035 соз 20° — ып 20°) =0,9715; 4-550;

5;0 < 51’е,““ = 35/ при / = 0,35 и а'й = 180°.

Для предельного состояния, при котором отсутствует скольжение
барабана относительно ленты

5,’о = 1,0965; + 1353 = 3 (0,9715; 4- 550),

откуда 5; = —163 кгс.

Из условия допустимого прогиба ленты между роликоопорами

5	/р С08 а 25 • 2,4 • соз 40° _

^пГш —	—	0 2	—	0 2	ЫС.



Усилие па приводном барабане грузонесущей ленты

Го' = 5Ы — 5Х 4-1^6 4- ТГоч = 5431 — 1506 4 208 4 112 = 4245 кгс.

Расчетная мощность привода грузонесущей ленты

,	и”0'с	4245 - 2	„

Л7 —	° _ 1=22	__07 О кВт

ЛР — Ю2т]ч 102 • 0,85 У/’У Т’

Установочная мощность двигателя

Яо' = Г!уЛ'; = 1,2 • 97,9 = 117,5 кВт,

«у = 1,1 ... 1,2 — коэффициент запаса мощности.

Натяжение ленты в остальных точках:

5; = 1,035; = 1,03  230 = 237 кгс;

5; = 1,035; 4- 3,94 = 241 кгс;

5;= 1,0815; 4-4,14= 1,081 .230 4-4,14 = 253 кгс;

58' = 1,0815; — 14,6 = 1,081  230 — 14,6 = 234 кгс;

5; = 1,0965.; — 14,8 = 1,096 - 230 — 14,8 = 237 кгс;

5;0 = 1,0965; 4 1479 = 1,096  230 4 1353 = 1605 кгс;

5.; = 5; 4 539 = 230 4 539 = 769 кгс;

5; = 0,9715; 4 523 = 0,971 • 230 4 523 = 746 кгс;

5; = 0,9715; 4 550 = 0,971  230 4 550 = 773 кгс (табл. 61).

При таком натяжении ленты обеспечена тяговая способность
приводного барабана, т. е. 1605 = 5^ < 5;е'“«=773-3 = 2319 кгс,
а коэффициент запаса силы трения на приводном барабане

_ 5; (А - 1) _ 773 (3 - 1) _

К ” 5д'о - 5/	” 1605 - 773 “ 1
Сопротивление па приводном барабане прижимной ленты от
ее натяжения Го = 0,03 (540 + $1) — 0,03(1605 + 773) = 71 кгс.

Сопротивление от очистки налипшего материала на ленте двумя
скребками в точках Г и 6'

Гоч ==	= 2  40  1,4 = 112 кгс.

Усилие на приводном барабане прижимной ленты

^=5;о_ 5; + Гб + Г0Ч= 1605 — 773 + 71 + 112= 1015 кгс.

Расчетная мощность

АТ„ Го® 1015*2 л о

Л р — 102т|м “ 102 - 0,85 ” 23,4 КВТ*

Установочная мощность

= Пудг = 1>2 ♦ 23,4 - 28,1 кВ т.

Суммарная мощность привода конвейера

Л/о = дг +К= 117,5 + 28,1 = 145,6 кВт.

По каталогу выбираем асинхронный трехфазный электродвига’
тель типа АК103-6М (закрытый, обдуваемый) со следующими дан-
ными:

Л1

№ — 160 кВт; п = 970 мин 1 (ш = 101,5 рад/с); - ™ах- = 2;

/р — 0,688 кгс  м * с2.

Зная наибольшее натяжение грузонесущей ленты $14, уточняем
число прокладок (основных) для предварительно выбранной рези-
нотканевой ленты типа 1:

. __ 81Дп _ 5431 .11 _ ч 7

• <трВ 115’140 б,и

Принимаем резинотканевую ленту с основой из ОПБ типа 1, ши-
риной В = 1400 мм, имеющую четыре основные прокладки и две
уточные с толщиной рабочей и нерабочей обкладок 6Р = 6 мм,бн =
= 2 мм, Пр ~ 120 кгс/см прокладки, Н — 16 мм, е/0 = 25 кгс/м.

С целью однотипности и взаимозаменяемости прижимную ленту
принимаем такую же, как и грузонесущую.

Минимально допустимый диаметр приводного барабана грузоне-
сущей ленты

Об = аг1 — 160 - 6 = 960 мм,
где = 150...160 (табл. 56);

I — количество прокладок.
Принимаем 27$ “ ЮОО мм. Проверяем диаметр барабана по до-
пускаемому давлению между лентой и барабаном:

Р = туг<М’ Р = Тоо'.Тю = °’76 кгс/см ’

р [р] = 4 кгс/см2*

Для прижимной ленты с целью унификации узлов диаметр при-
водного барабана принимаем таким же.

Диаметр концевых (натяжных) барабанов

О{ = 0,8Об = 800 мм.

Диаметр отклоняющих барабанов

Д2 = 0,652?б = 650 мм.

Принимаем О2 *= 630 мм.

Длина барабанов

10 = В +	— 1400 + 200 = 1600 мм, а$ — 200 мм (табл. 57).

Частота вращения приводного барабана

Пс = п5 = 3,14 1,056 “ мин ’

где И = Г>б + 2Дф = 100 + 2 • 0,028 = 1,056 м,

Дф”= 28 мм — толщина резиновой футеровки.

Передаточное число редуктора привода конвейера

Привод конвейера целесообразно осуществлять от одного редук-
тора и двигателя (рис. 132). Расчетную мощность редуктора опреде-

ляем по формуле

Л'ред = ^№ = 1,2 145,6 =
*== 174,7 кВт.

По каталогу выбираем
редуктор Ц2-650, ир =
= 24,9; двухступенчатый
с межосевым расстоянием
между быстроходным и ти-
хоходным валами Ас =
= 650 мм; номер схемы
сборки 1; с цилиндриче-
ским концом тихоходного
вала.

Рис. 132. Схема привода крутонаклонного
конвейера с прижимной лентой:

1 — цепыея передача; 2 и 5 — редукторы; 3 и А' —
прнездпыс барабаны; 4 — муфта; 6 — тормоз; 7 —
электродвигатель

Выходной конец тихо-
годного вала редуктора со-
единяем с валом привод-
ного барабана грузонесу-
щей ленты посредством зубчатой муфты. Выходной конец быстро-
ходного вала редуктора соединяем с валом электродвигателя через
специальную пальцевую муфту, приспособленную для работы’сов-
местно с тормозом.

Фактическая скорость движения лент

_	3,14  1,056 - 970

“	60 ‘ 24,9

= 2,15 м/с.

Полученная скорость больше заданной, поэтому делаем проверку
расчета путем подстановки фактической скорости вместо заданной
в вышеприведенные формулы. Проверкой устанавливаем, что пред-
варительно выбранный электродвигатель обеспечит нормальную
работу конвейера.

Проверяем минимально допустимое натяжение грузонесущей
ленты на рабочей ветви в точке 9, исходя из допустимой величины ее
провеса между роликоопорами:

[у] = (0,025 ... 0,0125)/р; утах = -	;

откуда [51 = (5 . .. 10) (? + ?0) /; = (5 .. . 10) (139 + 25) 0,5 =
— 410 ... 820 кгс,

что обеспечит нормальную работу конвейера, так как 5, = 1342 кгс.
Шаг роликоопор на загрузочном участке, исходя из опыта рабо-
ты, необходимо назначать не более 500 мм.

Проверка конвейера на пуск и торможение. В период пуска со-
противление движению лент возрастает; его учитывают коэффициен-
том к»п.

Для рабочей и холостой ветвей ленты

шп =	= 0,04 • 1,5 = 0,06;

о,.; =	= 0,035 -1,5 = 0,0525,

где &„ = 1,5 —коэффициент увеличения статических сопротивле-
ний при пуске.

В связи с этим натяжения в точках контура грузонесущей
ленты возрастут:

•5 5 = 5П1,П;

56 == Й5а = 1,0356;

5Г = 5е + Г6_7 = 1,0355 -4- (}оЬе— ? (Юп соз р — зш Р) +

+ д'рСс-7’л>п = 1,035, + 25 • 6,6 (0,0525 соз 5° — зш 5°) -ф

-ф 12,5  6,6 0,0525 = 1,0355— 1,4;

58 = Й5, = 1,05(1,035,-1,4) = 1,0815,— 1,5;

59 = 5е + ^8_9 + Гзаг == 1.0815., - 1,5 + (<? + ?<)) X

х Д3_9(илсозр -ф 81пр) -ф 7^9-з’^п + 195 = 1,0815,— 1,5 +

-ф (139 -ф 25) 2 - (0,06 соз 5° + зш 5°) + 50  2  0,06 +

+ 195 = 1,0815, + 248;
510 = $9 + ^9-ю = • ,0815- 4- 248+(«7 + <7о)7.9-1о(%со8Р+ё1пР) +
+ ^рм-юи’п = 1.0815Ь + 248 + (139 + 25) 4 • (0,06 соз 5Э +
+ зп15°) + 50 • 4-0,06 = 1,0815ь + 356;

5„ = *5,в + 1^10—п = 1,08155 + 356 + (<?0 + д) 7-ю—и (&’п соз осп +
+ 51П а„) + <7^10-1+ ЗРшп = 1,0815$ + 356 + 2 -(25 + 139) X
X (0,06 соз 30° + з!п 30°)+50-2 • 0,06+3-275-0,06 = 1,08153 + 593;

51г = 5,, + XV и—12 = 1,0815$ + 593 + (д0 + <?) Ьц_ 12Шпсоз а +

+ ?0Ь11-12 51П а + (др + дч) Т-п-н ьуп +	?7,ц-12 з’п а =

= 1,08153 + 593 + (25 + 139) • 30 • 0,06  соз 40° + 25-30 з1п 40° +
+ (50 + 62,5)  30 - 0.06 + Дц 139 • 30  ,1л 40" -
= 1,0815ь + 3680;

518 = 5,2 + XV 12—1з = 1,08155 + 3680 + (д0 + д) Т.12-15 (гипсов <хп +
+ зш ап) + (</р + дл) Т.12—1з®п — 1,08155 + 3680 + 7  (25 +
+ 139) (0,06 соз 30° + зш30°) + (50+62,5)7 • 0,06=1,08153+ 4361;

5,4 = 5,3 + №13—14 = 1,0815.5 + 4361	(д0 + 17)1.13—ни'псоза^ +

+ (<7о + ?) 7.13— н 51П	+ 7р7.1з— !4^п = 1,08153 + 4361 + (25 +

+ 139) 3 • 0,06 соз 16° + (25 + 139) Зз’п 16° + 50 3 - 0,06 =
= 1,0815;+ 4534;

5, =	— XV4-5 = 55 — с/оТ.4-5 (оУп соз а — зш а) —

—^,4-5^ = 5; — 25 • 37 (0,0525 соз 40° — зш 40й) —
— 12,5 • 37 • 0,0525 = 5Й + 533;

53 = ^ = 1^(5,+ 533) =0,97158 + 517;

52 = 53 — 1Г2_з = 0,97158 + 517 — д01г-з (ч>п соз ау — зш а'у) —
— 9^,2-з^п = 0,9715^ + 517 — 25 - 3,2 (0,0525 соз 16°—
— зш 16°) —12,5 -3,2 -0,0525 = 0,97158 + 533;

51 = Т = 16з(°’9715* + 533) = °>9435* + 517-

При отсутствии скольжения барабана относительно ленты

5М = 3,615, = 3,61(0,94353 + 517) = 3,45а + 1866,

после чего запишем уравнение:

3,455 + 1866 = 1,08155 + 4534,

из которого имеем 5& = 1150 кгс.

Затем вычисляем:

5и = 1,08156 + 4534 = 1,081 • 1150 + 4534 = 5777 кгс;

5, = 0,9435; + 517 = 0,943 • 1150 + 517 = 1601 кгс.
Тяговое статическое усилие на приводном барабане грузоне-
сущей ленты при пуске

= ($к - 5^ + 0,03 (514 + 5Т) + 1Г0Ч =

= (5777 — 1601) + 0,03(5777 + 1601) + 112 = 4509 кгс.

Для прижимной ленты при пуске конвейера натяжение в точ-
ках контура также возрастет:

5' = А5; = 1,035.;;

5в' =	+ В75'-б' = 1,035; + (д0 + др) =

= 1,035; + (25 + 12,5)3 • 0,0525 = 1,035; + 5,9;

5; = /?5В' = 1,05(1,035; + 5,9) = 1,0815; + 6,2;

58' = 57' + Г7'-8' = 1,0815; + 6,2 — ?0Тг_8- 81п 30° =

= 1,0815; + 6,2 —25 • 1,5 -0,5 = 1,0815.',— 12,6;

58' = 5е'е'с'кп<‘> = (1,0815; — 12,6) 2,71 °-03-°<7 = 1,15; — 12,9;

510 = 5а + Ц7д'_|(). = 1,15; — 12,9 + ^о7.з'_]о> соз а&'п +

+ <7о19--1о-51Па + длЬЭ'-181па = 1,15; —

— 12,9 + 25 • 39 соз 40°  0,0525 + 25- 39 з!п 40° + 62,5 -39 0,0375+

+ 0,018834-0,00436 ’ 129 • 39 з1п 40 = 1,15,, + 1400;

5.; = 5; — Ц73-_4' = 54— (?01з-_4- (^л СОЗ а — з)п а) —

— ?р!.з'—4-и»п = 5.; — 25 -36 (0,0525 • соз 40° — $1п 40е) —

— 12,5 • 36 • 0,0525 = 5; + 519;

5; = У 5; =-^(5;+ 519) =0,9715;+ 504;

5; = 5; — Гг_2, = 0,9715;+ 504 — ^Лг-^^соза" — зша") =

= 0,9715; + 504—25 • 3,5(0,0525соз20° — зш20е) =

= 0,9715;+ 530.

Приняв 5.; = 230 кгс, из 510- = 1,15; + 1400 находим 5щ' =
= 1653 кгс.

5; = 0,9715; + 530 = 0,971 • 230 + 530 = 753 кгс.

Тяговое статическое усилие на приводном барабане прижим-
ной ленты при пуске

гпп = (5;0 - 5;) + о,оз (5;0 + 5;) + гоч =

= (1653 — 753) + 0,03 (1653 + 753) + 112= 1084 кгс.

Общее тяговое усилие привода при пуске

1ГС = Гс11 + №пв = 4509 + 1084 = 5593 кгс.
Статический момент при пуске, приведенный к валу двигателя.
®7СР 5593-1,056 .от 1 .

А1СТ. п — 2и^п — 2.24>9 . о,865 — 137,5 КГС ’ М’

где 1]п — к- п. д. привода в период пуска,

Лп = 1 — (1 — Пм)А„ст = 1 — (1 —0,85) 1,5 • 0,6 = 0,865;

ст = 0,55 ... 0,65— коэффициент, учитывающий возможное
уменьшение сопротивлений движению лент.

Момент инерции движущихся масс конвейера, приведенный
к валу двигателя,

/пр. п = б (7Р + Л) +	=1,15 (0,688 + 0,138) +

ир9м

. 1157 - 0,528=	, сгг>	3

+ 24,91 • 0,85 “ 1,562 КГС  М  С ,

/р — 0,688 кгс ' м  с2 — момент инерции ротора;

/„ — момент инерции муфты (выбираем по нормам или опреде-
ляем приближенно),

/м = 0,2/р = 0,2  0,688 — 0,138 кгс • м • с2;

6 = 1,15 — коэффициент, учитывающий момент инерции деталей
привода, вращающихся медленнее, чем вал двигателя;

тк — приведенная масса движущихся частей конвейера
и груза иа нем,

тк = ^ [(? + 4<7о) Ь + йс6р] =	1(139 + 4  25) 43 +

+ 0,8 • 10800] = 1157 кгс  с2/м;

ку = 0,5 .•. 0,7 — коэффициент, учитывающий упругое удлинение
резинотканевых лент, в результате чего не все массы кон-
вейера приходят в движение одновременно;

/гс — коэффициент, учитывающий, что окружная скорость части
вращающихся масс меньше, чем у; кс — 0,7 ... 0,9;

Ор — вес вращающихся частей роликов, прижимных колес и бара-
банов конвейера; 0р = (<?р + 2?р + ?к)1, + V = (50 + 2 X

X 12,5 + 62,5) 43 + 5000 = 10 800 кгс.

Вес вращающихся частей барабанов 5(7б	5000 кгс. С целью

упрощения расчета пускового момента двигателя примем допущение,
что прижимная лента приводится в движение грузонесущей лентой
силами трения, возникающими от действия прижима обрезиненных
колес и веса прижимной ленты.

Средний пусковой момент двигателя

Л1	^п. тах + ^п. пНп	4"	1 г г ял

А1П. ср =-------2-------~ —-------—“ = 1»55/Ин —

= 1,55 • 975 ~ = 1,55  975^ = 249 кгс - м.
Время пуска конвейера

, _ 7пР.п® _ 1,562 . 101,4

П - Ма СР - Л4„. „ ~ 249 - 137,1 - *'42 С>

где со = ““р =	д228— =101,4 рад/с.

Динамическое усилие в ленте при пуске может быть опреде-
лено приближенно по формуле

5Д. п = ткЯб т)п = 1157 • 0,528	0,865 = 1519 кгс,

^п. ср МСТф п 249—137,1	*7 1 д , о

6д° =--------------------^62---= 71’6 Рад/С ‘

Максимальное усилие в ленте при пуске

5™х = 5|1б. д = 5И + 5Д. п = 5777 + 1519 = 7296 кгс.

Возможный коэффициент перегрузки грузонесущей ленты

к* = 5~ =5431 = 1’34’

Сопротивление передвижению при пуске

Т^тах = *$тах —	— 7296 — 1601 = 5695 кгс.

В период пуска конвейера натяжение грузонесущей ленты
в сбегающей ветви

о	^7тах 5695 Л1оо

5С(5. — ^Св _ ! —	_ 1 —2182 кгс.

При применении винтового натяжного устройства на концевом
барабане грузонесущей ленты усилие в нем

Р. = Ь±1. „	= 2265 кгс.

Ни	О,У о

В случае применения грузового натяжного устройства грузо-
несущей лепты вес груза

6гр ® 254- = 2 • 1578^| = 3488 кгс.

₽ т|н	0,95

Статический момент на валу двигателя при торможении

4757 • 1,056.0,85 ос „

=------2^--------= 85’7 КГС • М’

= ($14—+ ($;0-5{) = (5431 —1506) +

+ (1605 — 773) = 4757 кгс.
Момент инерции всех движущихся масс конвейера, приведен-
ных к валу двигателя, при торможении

ЛР. т = 6 (4 + Л,) + пн = 1,15 (0,688 + 0,138) +
“р

, 1157 0,528? а о- 1	2

Ч----249^— '	= 1.391 кгс  м • с2.

Тормозной момент

Мт =	_М„.т = 1,391 ’ 101,4 — 85,7 = 40,2 кгс - см,

где /т—-время торможения,

/т — путь движения ленты с грузом при остановке конвейера,
принимаем /т « 1,2 м (во избежание засыпки узла пере-
грузки).

Проверим возможность обратного движения лент с грузом при
выключенном двигателе.

Ленты конвейера могут двигаться вниз в том случае, если на на-
клонном участке А10_и останется груз и величина составляющей
силы	-*п а> направленная вниз вдоль лент, будет больше

сопротивления движению лент №о, препятствующего движению
вниз. Вычислим сопротивление №о для данного случая нагрузки,
приняв, что прижимная лента с прижимными колесами является
дополнительным грузом для грузонесущей ленты.

Определяем сопротивления обратному движению лепт:

№в-ю = 7р^а-1о® = 50 • 6 • 0,04 = 12 кгс;

№10-и = (2?0 + <?)Ь1О_цщсо8ап + г/'Лю-п® + ЗРю = (2.25 4-
+ 139) 2  0,04 соз 30° + 50 • 2 • 0,04 + 3 275 - 0,04 = 50 кгс;

№11-12 = (2<7й 4- <?)	1-12^ соз а + (<?р 4- ?к) Ц 1_12ш = (2  25 +

4- 139)30  0,04соз40° + (50 + 62,5) 30 • 0,04 = 270 кгс;

№12-13 = (2<?о 4- <?) М2-13Щ соз ап + (ц'р + <?к) 4|2-1з^ =

= (2 • 25 4- 139) • 7 • 0,04соз 30° 4-(50 + 62,5) 7  0,04 = 76,6 кгс;

№1з_и = (?о + ^) 41з—14Щ соз «у 4" ?р41з—иЕ' = (25 + 139) X

X 3 0,04 соз 16° + 50  3 • 0,04 = 24,9 кгс;

№,_7 = 7^41-7®' + <?<Д-7 соз ащ' = 12,5 • 48  0,035 +

+ 25-48 соз 40° • 0,035 = 53,2 кгс;

№1-_6- = <7р4г_6-ау' + <704Г--с' соз ас/ = 12,5  42,5 • 0,035 +

+ 25  42,5 соз 40° • 0,035 = 43,1 кгс;

№0 = №в—1о + №ю—ц + №и—1з + №12—13 4* №1з,и +

+ №1-7 + №1'_6' + №б + №б + 2№оч =
= 12 + 50 + 270 + 76,6 + 24,9 + 53,2 + 43,1 +
+ 208 + 71 +2 * 112= 1033 кгс.

51П а — 139 • 40 зш 40° == 3574 кгс.

Вычисленное сопротивление М7' оказалось меньше составля-
ющей	силы груза, находящегося на наклонном уча-

стке конвейера.

Таким образом, во избежание обратного движения лент необ-
ходимо на быстроходном валу привода конвейера установить
тормоз.

Тормозной момент на быстроходном валу привода

1 Ок 2541 • 1,056 * 0,85 Г7 о
Л1Т = к? — = 1,25 ------ 2 ; 24 д-= 57,2 кгс - м,

= 3574 - 1033 - 2541 кгс;

А’т = 1,25 — коэффициент запаса торможения.

Тормоз ТТ-320 удовлетворяет условию торможения лент от об-
ратного их движения.

Уточним угол аоб обхвата лентой приводного барабана, который
обеспечил бы работу привода без пробуксовки [3]:

си> 40 А + 11п = 40 ЙА’- + +1п х

/Э I осС д Ющб 0,35

= 0,606 +^^3,34 = 4,052 рад, 232°. (480)

Таким образом, необходимый угол обхвата лентой приводного
барабана грузонесущего конвейера должен быть равен или больше
232°, в противном случае в пусковой период будет наблюдаться про-
буксовка барабана относительно ленты, не оказывающая сущест-
венного влияния на износ ленты.

§ 5. Расчет конвейера с рифленой лентой

Исходные данные ленточного конвейера с рифленой лентой: про-
изводительность П = 420 тс/ч — 117 кгс/с рядового угля. Харак-
теристика транспортируемого материала: ур = 1 тс/м3; максималь-
ный размер кусков Ятах = 80 мм; коэффициент трения груза о по-
верхность ленты и о борта загрузочной воронки — 0,57;^ = 0,42;
коэффициент внутреннего трения Г = 0,7; высота подъема груза
Н = 15 м; данные, полученные после предварительной конструк-
тивной проработки: опорная конструкция — жесткая, роликоопо-
ры грузонесущей ветви ленты — подвесные шарнирные трехроли-
ковые, шаг роликоопор рабочей ветви ленты = 0,8 м, шаг
роликоопор холостой ветви ленты /р = 2,5 м; роликоопоры за-
грузочной части — подвесные шарнирные трехроликовые амортизи-
рующие, шаг роликоопор загрузочной части = 0,4 м; угол
наклона конвейера а — 25°; длина конвейера Л == 36 м; высота
загрузки материала И = 1,2 м, начальная скорость поступления
груза на ленту = 0; скорость движения ленты а = 2,5 м/с, рас-
стояние между боковыми стенками загрузочной воронки конвейере!
& = 0,6 3.

Предварительная характеристика ленты: лента рифленая четы-
рехпрокладочная (прокладки из 5-820); а = 55 кгс/см прокладки;
толщина рабочей обкладки бр = 5 мм; высота выступов (рифов)
/1в = 15 мм; длина выступов /в—250 мм; ширина выступов Ьв=20 мм;
количество рядов выступов г “ 3; шаг выступов /=120 мм;
угол наклона боковых рядов выступов к оси ленты р “ 18°, толщи-
на нижней обкладки бх = 1,5 мм; коэффициент сцепления между
лентой п футерованным резиной барабаном / — 0,3; угол обхвата
лентой приводного барабана = 180°,

Выбор ширины ленты. Исходя из заданной производительности,
ширину ленты определим по формуле*

» - 1Л - -	77	~ -

°	> 3600уУр/гг [0,16/гу1§(0,35р) + 0,0435] “

1/	420

— V 3000 - 2,5 - 1 - 0,95 [0,16 - 0,87 (0,35  40’) + 0,0435]

= 0,794 М,	(481)

где ку — коэффициент, учитывающий уменьшение площади Е при
увеличении угла наклона конвейера, ку = 0,9...0,7;

р — угол естественного откоса насыпного груза в состоянии
покоя, р = 4СР;

/?г — геометрический коэффициент производительности, учи-
тывающий потери полезного объема при наличии высту-
пов на ленте, Аг = 0,95...0,98.

Принимаем В “ 800 мм.

Погонные нагрузки от транспортируемого материала, вращаю-
щихся частей роликов для поддержания рабочей и холостой ветвей
ленты и погонный вес ленты определяются соответственно:

П 420

р =	= о г = 47 кге/м;

'	3,6у	3,6 * 2,5	'

-	°Р	12	1С	/

=Д; = 63 = 15 кгс/м;

"	Ср	>0	Л	, .

= 7? = 5-н = 4 кге/м;

/р

?0 = 1,1 [5(1,254 + 6Р + бх) + пМЛф] =

= 1,1 [0,8(1,25 -4 + 5+ 1,5) + 3 • 0,15  0,20  2,5  0,15] =

= 10,2 кге/м,	(482)

где п — количество выступов в одном ряду по ширине ленты;

* Пертен Ю. А. Наклонные конвейеры, М,—Л., Машиностроение, 1966.
Рис. 133. Схема конвейера с рифленой лентой и диаграмма
натяжений

(р — коэффициент, учитывающий занимаемую площадь высту-
пами на рабочей поверхности ленты, ср = 0,085...0,15.

Тяговое усилие ленты. Тяговый расчет предусматривает опреде-
ление натяжений ленты во всех характерных точках ее контура.

Для этого контур ленты разделим на отдельные участки, начи-
ная с точки сбегания ленты с приводного барабана (рис. 133):

51 = 5Сб>

52 = 5х + 1Г 1™2 *= 51 + (?о+ <7р)^соз «о/ — 9о/71^2 =

- 5Х + (10,2 + 4) 36 ♦ 0,04 соз 25° — 10,2 * 36 31П 25° = 5Х — 136,6;

53 = й52 = 1,06(5! —136,6) - 1,065х — 145;

54 = 5нб = 53 + Нуз-4 + ^з = 53 + (^о + 7 + <7р) С03	+

+ (<7о + 9) Яз_4 + ^(О -	+ А ]/« = 1,0651 -

— 145+ (10,2+ 47+ 15)36.0,04 соз 25°+ (10,2+ 47) 15,2 +

+ ' <4Д°1 (2,5 — 0 + 0,57 /2 -9,81 1,2 = 1,065! + 913.

Решив систему уравнений для предельного состояния

54 = 5вб = 5хе/“ = 512,71°-3-з.иц

54 = 1,0651 + 913,	/

получим:

5Х = 609 кгс; 54 = 1558 кгс,

5а = 5! — 136,6 = 609 — 136,6 = 472,4 кгс,

53 = 1,065! — 145 = 1,06 • 609 — 145 = 501 кгс.
Тяговое усилие на приводном барабане

= (54 — 5^ + 0,03 (5, +	+ Гоч =

= (1558 _ 609) 4- 0,03 (1558 + 609) + 32 = 1046 кгс,

де Ц7ОЧ = дочВ = 40 - 0,8 = 32 кгс,
Расчетная мощность

дг __ в'У' — 1046  2,5__од 9 кВт

Лр — 102т)м — 102  0,85 “	’

Установочная мощность двигателя
^0 = пуЛ/р = 1,2 • 30,2 = 36,2 кВт,
где пу = 1,1 ... 1,2 — коэффициент запаса мощности.

По каталогу выбираем асинхронный трехфазнын электродви-
гатель типа АОП-83-6: А/ = 40 кВт; п ~ 980,0 мин-1 (ы =
м	м

= 102,5 рад/с); = 2,4; -^-к = 1,9; Ур = 0,145 кгс • м  с2.

Уточняем число прокладок в ленте, исходя из наибольшего ее
натяжения 54:

»	__15о8 * 11 _ $ сп

1 = 7^6 “ 55  80 —

гдеп = 10... 12 — коэффициент запаса прочности ленты.

Из расчета видно, что предварительно выбранная четырехпро-
кладочная лента ио прочности подходит для данного конвейера.

Определим минимально допустимый диаметр приводного бара-
бана по формуле

Об = а^,

где «1 = 125... 130 —для ленты с прокладками из Б-830, имеющей
ар = 55 кгс/см прокладки (табл. 56) |

I — число прокладок ленты; .

тогда

Об = 130 • 4 = 520 мм.

Проверяем диаметр барабана по допускаемому давлению между
лентой и барабаном

25.	,

Р~ ОбВ

Р — ^9	= °>749 <	= 4 кгс/см2.

О/ • О*'

Принимаем диаметр приводного барабана 1>б = 630 мм. Диаметр
концевого (натяжного) барабана

= 0,8Пб = 0,8 • 520 = 416 мм.

Принимаем О± = 500 мм.
I

Рис. 134. Схема привода:

I — приводной барабан; 5 — зубчатая муфта; 3 “ ре-
дуктор; 4 — тормоз; 5 — электродвигатель

Длина барабанов

Ь = В + йб = 800 +
+ 150 — 950 мм,
#б = 150 мм (табл. 56).

Частота вращения
приводного барабана
60у __ 60 - 2,5

Пб ~пО "3,14 0,Ъ7 ~
= 71,3 мин“\

О = Ос + 2ДФ - 0,63 4-
4- 2 • 0,02 = 0,67 м,

Дф = 20 мм-— толщина резиновой футеровки.
Передаточное число редуктора привода конвейера (рис. 134)

___п _ 980

"рр -	— 70

13,74.

Для непрерывного режима работы привода конвейера по катало-
гу выбираем редуктор тина РЛ1650-УП-2Ц, ир — 12,64.

Выходной конец вала редуктора соединяем с валом приводного
барабана зубчатой муфтой типа М3.

Входной вал редуктора соединяем с электродвигателем через
специальную муфту с тормозным шкивом.

Фактическая скорость движения ленты

=

иЯ _ 102,5  0,335
ар “	12,64

М/С.

Поскольку скорость ленты увеличилась незначительно, то рас-
считанные параметры конвейера оставим без изменения.

Усилие натяжного барабана ленты

_ 472,4 + 501

Пн "	0,95

1025 кгс.

Учитывая то, что наклонно расположенная лента значительно
вытягивается, необходимо, чтобы натяжное устройство постоянно
«следило» за удлинением лепты. Такими натяжными устройствами
могут быть грузовые или лебедочно-грузовые. Для наклонных кон-
вейеров небольшой длины (не превышающих 60 м) можно применять
обычные винтовые подпружиненные натяжные устройства, которые
периодически подтягиваются. Ход натяжного устройства (табл. 58)

1-л = 0,025Ь + 0,3 == 0,025  36 + 0,3 = 1,2 м.

Натяжение ленты 53 следует проверить по допустимой величине
стрелы провеса Iу\ — (0,025.. Д0125)/р между роликоопорамщ т. е.
[51 = (5-..10)(7 + 70)/; = (5... 10) X (47+10,2) 0,8 - 286...572 кгс,
что вполне обеспечивает нормальную работу конвейера, так как
53 = 501 кгс.
Шаг роликоопор на загрузочном участке принимается из опы-
та эксплуатации конвейеров /3 — (400.. „500) мм.

Тормоз подбирают по моменту на валу приводного барабана лен-
ты от силы, движущей ленту вниз а, за вычетом сопротивления
движению ленты 1^о, препятствующего ее движению вниз.

Вычислим сопротивление обратному движению лепты (движению
вниз) для случая, когда на всей длине наклонного участка конвейе-
ра будет находиться груз при выключенном двигателе.

Сопротивление обратному движению:

рабочей ветви

= (7 + 9о) Ь С05	= (47 + 10,2) 36 соз 25° • 0,04 +

+ 15-36 0,04 = 96,1 кгс;

холостой ветви

*В7Х = со? сш/ + д&я' = 10,2 * 36 - 0,9063  0,04 +
+ 4-36 ‘0,04 - 19 кгс.

С учетом сопротивлений движению ленты по барабанам
№о' = СЦ^ + Г,)^ 1,1(96,1 + 19)- 127 кгс,
Поскольку дЬ зт а = 47  36 зт 25° = 715 кгс > В7' = 127 кгс,
то во избежание обратного движения ленты с грузом вниз на быст-
роходном валу привода конвейера необходимо установить тормоз.

Тормозной момент на быстроходном валу привода
лх к Г+Чг ! о- 588. 0,67 ч 0,85

Мт = йт-^— = 1.2э-------2	16,56 кгс * м,

где №т 715 — 127 = 588 кгс.

Принимаем колодочный тормоз типа ТТ-200, отрегулированный
на расчетный тормозной момент.

Максимальное натяжение грузовой ветви ленты при пуске
конвейера приближенно 5тах = где Ап — коэффициент пере-
грузки, равный 1,5... 2 (характеризуется типом привода и вре-
менем разгона):

5тах = 1,554 = 1,5 - 1558 - 2337 кгс.	(483)

Натяжение в сбегающей ветви

п с* ^глях	2337	~

5г = 5Сб —	— 271о, 3-3,14 — 913 кгс-

Уточним сц — угол обхвата лентой приводного барабана, кото-
рый обеспечил бы работу привода без пробуксовки ленты:

«I — 40 Д + у 1П ~ 40	1П -д|д —

= 3,58 или «л = 202°.

Таким образом, в пусковой период возможна пробуксовка бара-
бана относительно ленты.
§ 6, Расчет крутопаклонного конвейера

с высокими поперечным!! перегородками па ленте

Исходные данные крутонаклонного конвейера с высокими попе-
речными перегородками, укрепленными на ленте: производитель-
ность П — 125 тс/ч ” 34,7 кгс/с; характеристика транспортируемого
материала: щебень крупностью до 50.„100 мм, уР = 1,65 тс/м3;
коэффициент трения груза о поверхность ленты /\ = 0,6; р0 =
= 22э; высота подъема груза /7=12 м; данные, полученные после
предварительной конструктивной проработки: опорная конструк-
ция— жесткая, роликоопоры грузонесущей ветви ленты — двух-
роликовые с углом наклона роликов 45 , шаг роликоопор рабочей
ветви ленты = 0,8 м; шаг роликоопор холостой ветви ленты —
= 2,5 м; роликоопоры загрузочной части — подвесные шарнирные
трехроликовые амортизирующие; шаг роликоопор загрузочной
части = 0,4 м; угол наклона конвейера а = 35°; длина
конвейера 1 = 21 м; высота загрузки материала А = 1 м; ско-
рость движения ленты V — 1,5 м/с (величина скорости выбирает-
ся в тех же пределах, что и для обычных горизонтальных конвей-
еров).

Предварительная характеристика ленты: лента с поперечными
лепестковообразными перегородками четырехпрокладочная (про-
кладки из Б-820); прочность на разрыв сгр = 55 кгс/см прокладки;
ширина ленты В — 650 мм; высота перегородок Лп = 200 мм; шаг
перегородок = 530 мм.

Определение ширины ленты, высоты и шага перегородок. При
определении грузонесущей способности ленты с высокими попереч-
ными перегородками принимаем допущение, что транспортируемый
груз располагается между перегородками в виде отдельных порций,
представляющих собой по форме пирамиды (рис. 135), Для создания
непрерывного потока необходимо, чтобы шаг перегородок /п ленты
был не больше критического /1О т. е.

где Н — высота порции материала;

ро — угол естественного откоса материала в движении в про-
дольном центральном сечении ленты (по гребню порции),
град;

а — угол наклона конвейера, град;

,	160

к (35° — 22°) “ 693 ММ*

Производительность этих конвейеров зависит от ширины ленты,
скорости ее движения, высоты и шага перегородок, угла наклона
конвейера и от физико-механических свойств транспортируемого
Рис. 135. Схема крутонаклонного конвейера с высокими
поперечными перегородками на ленте

материала. Она с достаточной точностью может быть определена по
формуле*

П = 3600АПГ (1 _ 2? +1	4- т 0?р тс/4,	(485)

где Е— площадь поперечного сечения материала у перего-
родки, м2;

— коэффициент, учитывающий объем, занимаемый пере-
городками, Ап = 0,90 ,.. 0,98 при /п < (к и Ап = 1
при /п > 1К;

1В и /к — соответственно фактический и критический шаг пере-
городок, м (критический шаг представляет собой длину
, порции материала от перегородки до той точки, где
высота сечения порции материала равна пулю).

* Прогрессивные конструкции конвейерных машин для насыпных
Материалы ленинградской научно-технической конференции 21—23
1967 г. Л., 1967.

грузов,
ноября
Площадь Е можно определить графоаналитическим методом.
Для рассматриваемого случая площадь сечения материала у пере-
городки

Г = 0,106В2.

Подставив значение площади и предварительно принятую ве-
личину шага /п в формулу (485), определяем ширину ленты:

Принимаем В = 500 мм; /п = 400 мм; Лп = 180 мм. Погонные
нагрузки от транспортируемого материала, от вращающихся час-
тей роликов для поддержания рабочей и холостой ветвей ленты и от
погонного веса ленты определяют соответственно:

П	125	ОО о

9 - з,би — 3,6 1,5 кгс/м»

6' д

д'Р = тг = ло = Ю кгс/м;

/р
о
9р = р = ^ = 2 КГСМ

<7о = 1,1 [В (1,25/4-6Р + 6Х) + пЛп.с^/пф] =

= 1,1 [0,5(1,25 • 4 4-3+ 1) + 2  1,2 0,15 • 2,0-0,03] =

— 5 кгс/м,	(487)

где и — количество перегородок в одном ряду по ширине ленты;
Лп.с—средняя высота перегородки, дм;

/и, Ьп—длина и толщина перегородки, дм;

ср — коэффициент, учитывающий занимаемую площадь пере-
городками на рабочей поверхности ленты, <р = 0,015..«
... 0,05.

Тяговое усилие ленты. Методом обхода по контуру определим на-
тяжения в ленте и сопротивления движению, начиная от точки сбе-
гания тягового органа на приводном барабане (рис. 135):

$1 = 5еб*

52 = 5± + (^о + 9р) Ь соз аш' —	= 5Х + (5 + 2) 21 соз 35° X

X 0,03-5- 12 =^-51 — 56,4;

53 = *5г= 1,06 (5Х — 56,4) = 1,0651—60;
$4 = $3 + (<7о + <?р + </) Ада' соз а + (<?0 + д) Нз-* +

+ (у + V» + А У2&) = 1,065! - 60 + (5 + 10 + 23,2) X
X 21 0,82 -0,03+ (5 + 23,2) 12 + ^ ^ (1,5 —0 +
+ 0,6 /2-9,81 • 1) -= 1,065! + 330.

Решив уравнения для предельного состояния
5а = 516^ = 512,71°>3-з.14 = 2,565111
51 = 1,0651 + 330,	)

находим:

5Г = 220 кгс;

54 = 563 кгс;

52 =	__ 56,4 = 220 — 56,4 = 163,6 кгс;

53 = Л5, = 1,06 • 163,6 = 173,4 кгс.

Тяговое усилие на приводном барабане

Гп = (54 — 5!) + 0,03(54 + 50 = (563 — 220) + 0,03(563 +
+ 220) = 366 кгс.

Расчетная мощность
лг	36® '1,5 с ОО п

ю^7^Ж+ж = 6'33кВт-

Установочная мощность двигателя

Л'о = ПуЛ^р = 1,2 • 6,33 = 7,59 кВт.

По каталогу выбираем электродвигатель типа
= 7,5 кВт, п = 725 мин’1 (о = 75,8 рад/с), =

Число прокладок ленты

А02-61-8: 2У =
1,7, ^/-к=1,2.

’ ’ Л/п

54п	563 12 п -

1 = в^= 5ОТ5б=2’5’

принимаем I = 4 (для обеспечения жесткости ленты).

Минимально допустимый диаметр приводного барабана
= 125 • 4 = 500 мм.

Принимаем Ос = 500 мм.

Диаметр концевого барабана

р1 = о,8Яб = 0,8 - 500 = 400 мм.
г

Длина барабана

Т-б — В + аб = 500 + 100 = 600 мм, се = 100 мм (табл. 57).
Рис. 136, Схема привода:

I — приходной бзрабая; 2 — зубчатая
муфта; 3 — редуктор; 4 — тормоз; 5 —
электрод вн гатгл ь

Частота вращения приводного
барабана (рис. 136)

60о СО  1.5 го «о

Пб — лО — 3,14  0,54 ~ °3,08 МИН
О = Об + 2Дф = 0,5 + 2 • 0,02 =
— 0,54 м;

Дф = 20 мм—толщина резиновой
футеровки.

Передаточное число редуктора
привода конвейера

а_ л 72о ______ .л

«р.р — ~ — 53>08 — 1о,Ь0.

Расчетная мощность редуктора

Л<РеД = Т==Ш=7’91 КВТ‘

По каталогу выбираем редуктор типа КЦ1-250-11Ь2Ц ар = 13,6.

Выходной вал редуктора соединяем с электродвигателем с по-
мощью пальцевой муфты с тормозным шкивом.

Фактическая скорость движения ленты

со/? 75,8'0,27	1	,

°ф =	= 1з7б = м/с'

Поскольку предварительно принятая скорость движения ленты
незначительно отличается от действительной, перерасчет парамет-
ров конвейера не производим.

Усилие натяжного барабана ленты

р +	163,6+173.4

1* =	=---ода----= 355 кгс*

Для короткого крутонаклонного конвейера принимаем обычные
винтовые подпружиненные натяжные устройства.

Ход натяжного устройства (табл. 58)

/н = 0,0251 + 0,3 = 0,025  21 + 0,3 = 0,825 м.

Проверка конвейера на торможение. Тормоз па приводе конвейе-
ра устанавливают в том случае, когда загруженная материалом лен-
та при внезапной остановке конвейера может двигаться вниз.

Движущей силой является составляющая груза «/Лвгп а, лежа-
щего на наклонной части конвейера. Если эта сила больше со-
противления движению ленты й70', препятствующего ее движению
вниз, в приводе конвейера следует установить тормоз.
Сопротивление обратному движению:

рабочей ветви

Ц7р = (7 + 7о) Ь соз гУ +	= (23,2 + 5) 21 соз 35°  0,03 +

+ 10 21 *0,03 = 21 кгс;

холостой ветви

1РХ = соз + ?рАи>' = 5-21 соз 35° - 0,03 + 2  21 X
X 0,03 = 3,86 кгс.

С учетом сопротивлений движению ленты по барабанам

1,1 (Н% + Гх)= 1,1(21 + 3,86) =27 кгс.

Поскольку 71з1П а = 23,2 • 21зт 35° = 279 >	= 27 кгс, то

необходимо на быстроходном валу привода установить тормоз.

Тормозной момент на быстроходном валу привода

..	1	1 о г- 252 0,54 - 0,85	- о

Л4Т =	= 1,25-----2~13,6----- 5,3 КГС ‘ М’

где Гт = 279 — 27 = 252 кгс.

Принимаем колодочный тормоз типа Т-200, отрегулированный
на необходимый тормозной момент.

§ 7* Расчет вертикального ленточного конвейера*

Вертикальный двухленточный конвейер 5 (рис. 137) предназна-
чен для подъема угля в бункеры 8 котельной. Конвейер загружается
углем, вышедшим из-под грохота 2, который входит в состав основ-
ной транспортно-технологической цели 3—2—1. Уголь, захвачен-
ный между лентами вертикального конвейера 5, поднимается вверх

и разгружается на конвейер 6,
с которого с помощью плужко-
вого сбрасывателя 7 поступает
в бункер 8.

Исходные данные: высота
подъема угля /7 = 16 м; произ-
водительность конвейера П =
— 200 м8/ч; характеристика
транспортируемого угля: сорти-
рованный уголь, максимальный
размер куска Ятях — 0,07 м;
ТР = 1 тс/м3; коэффициент тре-
ния угля о ленту== 0,5; угол

* Параграф 7"главы VI написан
совместно с кацд техн н $ в
левым.	1

I 8’220

Рис. 137, Схема вертикального кон-
вейера для подъема угля в котельную

353
Рис. 138. К расчету вертикального двухленточного конвейера:

п— расчетная схема; 6 — эпюры распределения бокового и вертикального давлений по
высоте

внутреннего трения ср = 30°. Расчетная схема конвейера приведена
на рис. 138.

Расчет основных параметров:

1.	Скорость лент принимаем V — 2 м/с.

2.	Ширину лент В определяем с учетом уменьшения площади
поперечного сечения груза между лентами на 30... 40% по сравнению
с горизонтальным конвейером по формуле

В

1

1 - 2/^

1/-.Д

(488)
где — коэффициент, учитывающий ширину свободных от груза
участков ленты (табл. 62);

Таблица 62

Значения коэффициента ширины боковых нерабочих
участков ленты

Ширина лент В, м	0.5	0,65	0.8	1.0	1.2
Коэффициент	0.2	0.19	0.18	0,17	0,16

ку — коэффициент влияния угла наклона р загрузочного участ-
ка (табл. 49);

кд — коэффициент влияния радиуса Я переходного криволи-
нейного участка (табл. 63);

Значение коэффициента к#

Таблица 63

Радиус переходного участ- ка /?, м	3.5 .	.. 3	2,5 ... 2	1.1 .	.. 1
Коэффициент кг<	0.97 ..	. 0,95	0.85 ... 0.8	0,75 ..	. 0,7

Св — коэффициент наполнения лотка приемной ленты на за-
грузочном участке (табл. 64).

6 4
Значение коэффициента при расположении груза
на грехроликовоа,опоре

Угол наклона боковых ро- ликов, 0	Угол откоса насыпного гру- за на ленте, °	Ширина ленты В, м				
		0,5	0,65	0,3	1,0	1,2
	15	460	465	470	475	480
20	20	560	562	565	570	580
	25	635	640	616	655	666
	15	530	540	552	565	570
30	20	605	615	620	626	632
	25	700	710	715	726	730
	15	- 550	560	565	575	580
36	20	630	635	645	650	660
	25	715	720	725	735	740
Принимаем угол наклона боковых роликов на трехроликовой
опоре, поддерживающей приемную часть ленты, равным 20°; угол
откоса насыпного груза на ленте 20°. Тогда ширина ленты

1 — 2.0,18 И 0,93 • 0,8 • 552 • 2 ~ 0,77 М'

Принимаем В = 0,8 м.

Исследования показывают, что с целью надежного смыкания
краев лент и недопущения просыпания насыпного груза ширина сво-
бодного края должна быть 0,09В + 0,075 м. При рабочей ширине
лент Ь = 0,82В — 0,15 м (при 1? >4 м) производительность, м®/ч,
вертикального двухленточного конвейера	«

П=С2 (0,82В — 0,15)2 Vку,	(489)

откуда ширина лент

В = 1,22(1/-^- +0,1о\

(490)

где С2—коэффициент производительности (табл. 60).

3.	Проверяем ширину ленты, исходя из кусковатости транспор-
тируемого груза. Для нормальной работы вертикальных конвейе-
ров должно выдерживаться соотношение

Стах 9,1^,
Отах = 0,07 М < 0,1В — 0,08 М.

4. Площадь поперечного сечения груза между лептами

П 200

3600а	3600 • 2

= 0,028 хА

5.	Груз, вертикально транспортируемый между лентами, произ-
водит на них боковое рб и вертикальное рЕ, кгс/м2, давление на ни-
жележащие слои груза:

ре-

500М/(1+-|)
«(1-2^)/,	;

Р»“ 1X7’

(491)

(492)

где и Л2 — экспериментальные коэффициенты (табл. 65);
а — ускорение лент при пуске конвейера;

& — ускорение силы тяжести;

к — коэффициент бокового давления,

к =	(45° - 4) =	(45° ~	= 0.33.
Значения коэффициентов А] и Х2

Насыпной груз		
Уголь	1.7	2,1
Щебень мелкокусковой	1.5	2.2
Песок мелкозернистый	1,3	1,6

Эпюры распределения давлений по высоте конвейера показаны
па рис. 138.

Принимая ускорение при пуске а = 4 м/с8, давления будут рав-
ны:

(4 \
1 + 981)

=	0,8 • (1 — 2 • 0,18) • 0,5	~ КГС/м2,

рв = о1з;1°7 = 490 кгс/м2-

6.	Сила давления на груз, находящийся на криволинейном участ-
ке,

Р = Рвр = 490 . 0,028 = 13,7 кгс.

7.	Расстояние между боковыми катками по ширине ленты

I = В(1 — 2*х) = 0,8(1 — 2 - 0,18) = 0,51 м.

8.	Среднее погонное давление груза на катки вертикального
участка равно

<7б = р<>/ = 130 • 0,51 = 66 кгс/м.

9.	Погонная весовая нагрузка на роликоопоры участка 5' — 6

200 - 1 Оо ,

“ 3,6у “ 3,6 • 2 " 28 кгс/м-

10.	Погонная весовая нагрузка на роликоопоры в местезагрузки

П\ 200 - 1 се

= = = 56 кгс/“-

11.	Погонный вес вращающихся частей роликоопор участ-
ка 5'— 6'

' °Р 20 сп

<7р = -ц = од = 50 кгс/м,

где Ср — вес вращающихся частей.
12.	Предварительно задавшись величиной среднего шага между
кат ками па вертикальном участке /к — ОД м, определим погонный
вес вращающихся частей пары катков:

26;	2 * 20	.

= 37К “ Гм = 33 кгс/м-

13.	Предварительно выбираем ленту хлопчатобумажную из бель-
тинга Б-820 (/ = 5), погонный вес ленты

— 14 кгс/м .

14.	Расчет натяжений лент производим методом обхода по кон-
туру для каждой из лент. Расчет начинается с наименее натянутой
точки 5Г сбегания ленты с натяжного барабана. Натяжение в этой
точке определяется из условия нормального провеса ленты между
роликами на загрузочном участке (табл, 66).

Таблица 66

Натяжения в первой ленте

Формулы для расчета	Значеи ия натяжения, кгс
5; = (5 ... 10) (</„ + <?„) /; = 5 (56 4-14) 0.4	140
с, С. . сП\(	г	ил 1.5 • 200 -I,-  ^4-^1 ]/2йЛ1) = 140 3.6 • 9,81	
— 0 + 0.5 ]/2 • 9.81 • 0,б)	170
5? = 5, + [(<?5 + соз р + <7р1	+ (<?а + <?с) /е 51П р = 170+  + [(28 + 14) сое 12° + 50]  3 • 0.035 + (28 + 14) • 3 • 81п 12°	2С6
5' =Л5,' = 1,03 - 206	213
/Г Г	\  5» — + (^2—1“ <?о| Ь +	— 213 +  +	° • у °-028 + 14) 14 + (66 + 33) . 14 • 0,035	652
II   МЛ  II о| о| О	132
5з = 54 — (<7о соз р + <?^) ?эи>' + <?0 /з 510 р = 132 — — (14 соз 12° + 50) • 5,5  0,035+ 14.5,5 з!п 12°	135'
е>	$3 _ 135  2 к ~ 1,03	130
51 = 5’+^/! = 130+14 - 17	370

15.	Для равномерного износа обеих лент целесообразно натяже-
ние их на вертикальном участке принимать одинаковым (табл. 67).
Натяжения во второй ленте

Формулы для расчета	Значения натяжения, кгс
Я = 5,'	213
С* С" 		1	-	. 	!	  5 ~ с е“'“~	2 710,035 • 1.36	205
5; = 37-1-	81П 0! = 205 + 14  1,5 5Ш30°	215
215 “ А “ ГбЗ	210
2ю  2 ~ к ~ 1.03	205
5; = 5'' + <?0/2 = 205 +14-14	400
5;=5,-	652

16.	Вертикальный столб насыпного груза, движущийся вместе
с лентами, давит с силой Р на груз, находящийся па переходном
участке радиуса /?, и стремится сдвинуть его вниз. При соответству-
ющем натяжении ленты 2трение между грузом и лентами па криво-
линейном участке будет препятствовать перемещению груза вниз,
создавая постоянный подпор, чем будет обеспечена работоспособ-
ность конвейера.

Поэтому натяжение ленты 1 в точке 7' должно быть проверено
по условию создания постоянного подпора:

= 5$ > 5т 1п

р(‘ + ^г)

З.бке \ /?

2^(ЙМ_1)

(493)

где а — центральный угол криволинейного участка;
е — основание натурального логарифма;

, 0,5 * 1,36	1 * 209 . 2 - 1.36 /25 • 0,5

"г 2	3,6*2*9,81 \	2	+4

2  0,5^ (2,7!0*5 ^6— 1)

117 КГС.

Поскольку 5е' > 5ппп, то условие выдерживается.

17. Шаг установки катков /к на вертикальном участке выбирают
таким, чтобы обеспечить плотное смыкание свободных от груза кра-
ев лент, исключающее просыпание между катками. [Шаг выбирают
в зависимости от натяжения лепт Оу (кгс/см прокладки), числа про-
кладок ц величины бокового давления:

Чк “ 0,5  10<2^б кгс/см по номограмме (рис. Д39),

<7к = 0,5 * 0,66 • 102 = 33 кгс/см.
Рис. 134. Номограмма для определе-
ния шага установки боковых катков,
сжимающих свободные края резино-
тканевых лент

Напряжения лент соответ-
ственно вверху и внизу верти-
кального участка равны:

652

Е “ вГ~ 80 - 5 —

= 1,6 кгс/см прокладки; (494)

а
у н ~ В1 ~ 80 - 5^

= 0,53 кгс/см прокладки.

Для обеспечения жесткости
краев лент и выбора шага катков
в пределах 350...500 мм оконча-
тельно принимаем ленту с чис-
лом прокладок 1 = 5.

По номограмме выбираем шаг между катками на нижнем и верх-
него участках:

/н = 35 см; /Е = 50 см.

18.	Количество катков на вертикальном участке
2/2	_ 2 - 1400

1П~^ + ‘,, ~50 + 35 ~

19.	Приращение шага при установке катков
..	(в~ (п 50 — 35 Л .с

Д/ = —— = —те— = 0,45 см.

Л2	33

(495)

(496)

20.	Сопротивления движению первой и второй лент:

Ц7' = 5; — 5/ = 652 — 370 = 282 кгс;
1Гс = 5;—5" = 652 — 400 = 252 кгс.

Проверяем тяговую способность приводных барабанов:

Гс' С / (^“‘—1) = ру (2,71«-25-3.14 — 1)= 364 кгс; (497)

Г" С р (е'°* ~ О = уу (2,71°'2В'3'14 — 1) = 393 кгс,

где «х и а2 — углы обхвата приводных барабанов.
Принимаем коэффициент запаса тяговой способности Ат = 1,2;
барабаны обрезинены, воздух влажный, / = 0,25.

21.	Суммарная установочная мощность двигателей привода

+	(282 + 252)2	, А с п

~10ЙГ“ = ]>2 102.0,85 = 14’8

Затем производим выбор двигателей и редукторов, выполняем
расчет привода на пуск, подбираем тормоза.
§ 8. Расчет скребкового конвейера

Исходные данные для расчета скребкового конвейера с верхней
рабочей ветвью: производительность П — бЗтс/ч = 17,5 кгс с, дли-
на конвейера I, = 80 м, угол наклона Р = 3°, транспортируемый
груз: каменный уголь несортированный с ур = 0,8 тс/м3, крупно-
стью атах = 250 мм (рис. 140).

Производительность, тс/ч, скребкового конвейера

П — ЗбООГуур = ЗбООВЛф/г^ур,	(498)

где В и Л — соответственно высота и ширина желоба, м;

ф— коэффициент заполнения желоба, ф = 0,5.*.0,6 —
для легкосыпучих грузов и ф = 0,7.,*0,8 — для кус-
ковых грузов.

В скребковых конвейерах принимают -у = 2,4 ... 4. С учетом
этого соотношения из предыдущей формулы определяем ширину
желоба:

В “ Г (3600ф^Тр ” V 3600 - 0,75 - 1 • 0,5 - 0,8	°*432 М* ^499^

где ф — 0,75 — для кускового рядового угля;

Лр = I (табл. 68). Принимаем В = 500 мм,

Таблица 68

Значение коэффициентов

Груз	Углы наклона конвейера, «					
	0	10	20	30	35	40
Легкосыпучий Плохосыпучий, кусковой	1  I	0,85  1	0,65  I	0.5  0,75	0.6	0,5

Скорость движения цепей в скребковых конвейерах выбирают
в пределах 0, 1...1,0 м/с* Для проектируемого конвейера принима-
ем V = 0 5 м/с

Принимаем й = 200 мм.

Рис. 140. Схема скребкового конвейера
Высота скребка

Лс = А + (25...50) = 200 + 40 = 240 мм

Шаг скребков

1С = (2...4)/1с = 2,5 . 240 = 600 мм.

(501)

(502)

Расстояние между скребками и ширина желоба должны удов^
летворять условиям:

/с ^»5Пп1ах1

В ^с^гпзх»

600 =/с > 1,5 • 250 = 375;

600 = В>2,25 -250 = 563,

где = 2,25 (табл. 69).

Значение коэффициентов кс

Таблица 69

Кои вейер		
	для сортированных грузов	для несортированных грузов
Одноценной Двухцепной	5 ... 7  3 ... 4	3 ... 3,5  2 ... 2,5

Тяговый расчет. Погонная нагрузка от перемещаемого груза

л 63	,

9 ~ 3,6а — 3,6  0,5 “ кгс/м-

Погонный вес цепей и скребков

9ц = Ац9 = 0,715  35 = 25 кгс/м,

(503)

где кц—эмпирический коэффициент; для одноцепных конвейеров
кц = 0,5 .,. 0,6, для двухцепных — /?ц = 0,6 .,. 0,8.

Принимаем двух цеп ной скребковый конвейер, для которого при-
ближенно кц = 0,715.

Методом обхода по контуру определяем натяжение в цепи и со-
противление движению тягового органа. Минимальным натяжением
тяговой цепи в точке / задаются из условия правильного взаимодей-
ствия ее с ведущей звездочкой; практически

= 100...300 кгс.

Для рассчитываемого конвейера (с высокими скребками) прини-
маем — 5Х 300 кгс,
Натяжение цепей в точке 2

$2 = 8Х + дцЪ сой ± 7ц/, Вт р — 300 + 25 > 80 0,35 сой 3° —
— 25 -80 й1п 3° ~ 894 кгс,

где — коэффициент сопротивления движению цепи; для цепей
с ходовыми катками па подшипниках скольжения =
= 0,10 *** 0,13; для цепей без катков при движении
по желобу еь'А = 0,25 *. * 0,5, Принимаем = 0,35;

53 = /?52 = 1,1 894 = 983 кгс,

й 1,1 —коэффициент увеличения натяжения цепи при огибании
звездочки*

Кроме того, для конвейера с высокими скребками натяжение
цепи в точке наименьшего натяжения рабочей ветви (точка 3) прове-
ряют из условия устойчивости скребка, которое должно удовлетво-
рять требованию:

$3	53п11П — “ ~	8,

где е — угол отклонения звена цепи, принимают в 'С 2*.,3°;

/ц — шаг цепи, мм;

XV — сопротивление перемещению порции груза между скреб-
ками, кгс;

— расстояние по высоте скребка от силы IV7 до звена цепи
(линии, проходящей через шарниры цепи), мм.

Для рассчитываемого конвейера:

1У = 7/0 соз Р&у'р +	81п р = 35  0,6 сой 3° 0,45 +

+ 35 0,6 51п 3° = 10,5 кгс;

е П'/ц .	10,5 • 100 . оо ог-п

53т1п =	с!§ е = —— с!§ 3 = 250 кгс,

здесь приближенно /ц =? -^-Л = у  200 = 100 мм.

Условие соблюдено, так как

983 кгс = 53 > 58П11п = 250 кгс.

Определяем

54 — 35 + 41Л сой + дЬ сой р&'г'р + (#ц + 7) Л з!л р =
= 983 + 25  80  0,35 - соз 3° + 35 ♦ 80  0,45 сой 3° +
+ (25 + 35) 80 йш 3° = 3191 кгс,

где к?г'р —коэффициент сопротивления движению груза по желобу*

В общем случае ауГр“ 1,1/, здесь / — коэффициент трения
груза по желобу* Для ящичных конвейеров (с боковыми под-
вижными стенками) ш/р = /, При перемещении угля &у/р =
:с= 0,45 . *, 0,66* Принимаем №Гр = 0,45*
Сопротивление движению цепи

- 54 — 5Х + (к — 1) ($4 + 5Х) = 3191 — 300 + (1Д —
— 1) (3191 + 300) - 3240 кгс.	(504)

Установочная мощность двигателя

>, Ду	3240 * 0,5 , .	г- о

Л° — ПуЛр — 102^«у	102 . о,85 ’	— ~°’5° кВт'

По каталогу принимаем электродвигатель типа А02-72-6: Л' =
М	Л4

*= 22 кВт, п = 970 мин’1(о ~ 101,5 рад/с), - — = 1,2,	=

>= IД /р = 0,051 кгс  м  с\

Предварительно для привода разборной цепи принимаем звез-
дочку с диаметром делительной окружности О$ = 412,2 мм, числом
зубьев 2 = 8 и шагом I — 80 мм (прил, ЬХ XXVIII). Частота вра-
щения звездочки

60у	60 - 0,5 по о -1

Пзв ~ л7Г0 “ 3,14 . 0,4122 — 23*2 мин ‘

Передаточное число редуктора
п 970	.. о

^р р Ж= лзв *” 23,2 — 41>8'

При непрерывной работе привода в течение 24 ч в сутки и нагруз-
ке с умеренными толчками коэффициент условий работы к? =* 1,5.

Расчетная мощность редуктора

Л^д = к;Мр = 1,5 > 18,7 = 28,05 кВт,

По каталогу принимаем редуктор ЦД2-75М-40-1 (г/р = 40, номер
сборки I).

Фактическая частота вращения звездочки и скорость движения

цепи:	п 970	п  «3» = — = 77Г = 24,2 мин ир  лО««3в 3.14.0,4122.24,2 п -оо .  60	бб	— 0,522 м/с.

Поскольку предварительно принятая скорость цепи незначитель-
но отличается от действительной, перерасчет параметров конвейера
не производим.

Расчетное тяговое усилие для одной цепи

С I о

Зр~= 1,15-	,	(505)

где 5ДИН — динамическое усилие в цепях при работе конвейера в
установившемся режиме, определяемое при условии,
что первоначальное натяжение цепи больше критиче-
ского.
Скорость распространения упругой волны вдоль тягового орга-
на соответственно рабочей и холостой ветвей:



^4-'^

т/1,8 * 10е • 9,81
Г 25 + ОД - 35

= 673 м/с;

сг _	_ 840 м/с,

где	= 0,4 — коэффициент участия массы перемещаемого

груза в неравномерном движении цепи;

= 1,8 • 10° кгс — статическая жесткость предварительно
принятой штампованной разборной цепи
с шагом 80 мм (табл. 70).

Таблица 70

Характеристика круг-поззенных и штампованных цепей

Цепь	Шаг звеньев, мм	Диаметр прутка или шар- нирного пальца, ;  мм	Марка стали	Твердость ЯВ	Статическая жесткость цепи Еа, кгс
Кругло- звенная сварная	50  64	13  18	30ХГСА  30ХГСА	300 ... 340  300 ... 311	10“  2,57 • 10е
Штампо- вавшая раз- борная	80  80	18  18	45Г2  40Х	197 (внутренних звеньев)  302 (наружных звеньев)  229 ... 255  (пальцев)  269 ... 311  (внутренних звеньев)  248 ... 321  (наружных звеньев)  223 ... 269 (пальцев)	1,8  10й  2,37 . 10е

Средняя скорость распространения упругой волны

_ 2^!^ _ 2 > 673  840	747

С1Ч-с2“ 673+ 840	М/С.

Период основного тона собственных колебаний

I = — = 4 ‘ 8С- = 0 428 с

1 С 747	Си

Период возмущающей силы

21-^ = ^-0,153с, г-0,076с.
пы

Отношение периода основного тона к периоду возмущающей си-

< _ 0Л28 9Я
2т ~ 0,153 “

Усредненный коэффициент сопротивления

1 +

<? + ?ц

।	_ 1 ( 35.0,45 + 25 • 0.35

’	— 2 (.	35 4-25

(- 0,35] = 0,379.

Коэффициент отражения к1 = 0,65.
Коэффициент прохождения

Л2

2

^673

= 0,89.

Коэффициент затухания

/г = /цк2 = 0,65 . 0,89 = 0,578.

Динамическое усилие в цепях определяем по формуле (109):

5дИц = А I — зш л — 4- 0,5^ ,

где А = | (ф4-= 4 • 950 •	= 1126 кгс;

Ф1 — <р2 — определяем по номограмме (рис, 11),

Порядок пользования номограммой следующий: в левой части
номограммы на оси абсцисс откладываем значениет = 0,076 с (точ-
ка а), из точки а проводим вертикаль до пересечения с линией )' =
= 0,379 (точка пересечения б), из точки б проводим горизонтальную
линию до пересечения с осью поворота (точка с). Точку с соединяем
с точкой соответствующей скорости = 0,522 м/с; из точки с/
проводим линию, параллельную^, до пересечения с ординатой ско-
ростей (точка г/'), из точки проводим горизонталь до пересечения
с линией Ео “ 1,8 - 10й (точке с), затем проводим вертикаль до линии
с = 747 м/с (точка/) и, наконец, находим значение ф4 — ф2 = 950:

5ЯНИ = 1126 [ 1 - з!п 180° ( 74 Д076-

= 1457 кгс.

Для выбора цепи определяем расчетное усилие
е . ,-3191 + 1457
5Р = 1,15---------------—----= 2673 кгс.

Разрывное усилие цепи
5разр = п5р = 8 • 2673 = 21 380 кгс,
где п = 6... 10 — запас прочности цепи,
366
л = б_,7 —для горизонтальных конвейеров неответственного
назначения; я = 8..-10 — конвейеров ответствен-
ного назначения, имеющих наклонные участки
трассы.

Выбираем цепь тяговую разборную Р2-80-290 (ГОСТ 589—74) с
разрывным усилием 29 000 кгс, шагом 80 мм (приложение ХС11,
табл. 71).

Таблица 71

Параметры пластинчатой, штампованной и круглсзвенной цепей

Цепь	Шаг цепи, мм	Диаметр шарнирного пальца или прутка, мм	Разрывное усилие, кгс	Вес 1 м цепи, кгс
Пластинчатая втулоч- ная	70	13.7	13 000	5.3
Штампованная разбор- ная	80	18	22 000 ... 29 000	8.4
Сварная круглозвенная	50	13	16 000	3,16
	64	18	33 000	6.5

Динамическая нагрузка в цепях, определенная по приближенной
формуле (97),

6л2 (<? + с’ц ) 1и2	6.3,142(35 + 1 - 25)  80 • 0,522= 1ГСС

5ди" = ---------------= ---------97Г- &2 • 0,08-----= 1539 кгс>

которая для данного примера незначительно отличается от динами-
ческой нагрузки, определенной по формуле (109).

Максимальное усилие в цепи при пуске привода

С , |г 5| + 5	+ 5 „	3191 +1539 + 326 ППП7

Стах “ 1,15------д  *’15-----------1—,-------= 2907 кгс,

(506)

где 5д. „ — динамическое усилие при пуске, определяемое по
формуле (114),

„	елв 734.0,4122.101,5.0.85	___	. /СЛ-л

>5д. п —	-д- —	—	2 .40	— 326 кгс, (507)

тл = Ау [(2?ц Ч- 01 + АсС0] -Ь =

= 0,9 [(2 • 25 + 35) 80 + 0,6 2000] дЬ = 734 кгс . сг/м; (508)

Си —вес вращающихся частей конвейера (без привода), 0и

~ 2000 кгс;
Рис. 141. Схема привода:

/ —привлдчые звездочки; 2 —
редуктор; 3 — турбоыуфта; 4 —
Электр ^двигатель

/гс = 0,5 ... 0,7 — коэффициент, учиты-
вающий уменьшение средней ско-
рости вращающихся масс по
сравнению со скоростью о;

ку = 0,85 ... 0,95 — коэффициент, учи-
тывающий упругое удлинение
цепей.

Угловое ускорение вала двигателя
_ мп. ср — п 33 2 _ 19>6

ЛВ~ <₽	”	0.134	-

= 101,5 рад/с2; (509)

где Мп. ср = ферМ„ = 1,5  975 —= 1,5х

X 975 Ж = 33,2 кгс-м;	(510)

У/О	'	/

_	_ 3240 . от4122 _

ст' п “ 2ирпм “ 2  40 • 0,85

= 19,6 кгС'М.

Момент инерции движущихся масс конвейера, приведенный
к валу двигателя,

7П|) = 6/р и +	= 1,15- 0,0968 + У™ = 0,134 кгс • м • с2,

м у»	чу-  и,оо

ир 1м

7Р. м = 0,051 ф- 0,0458 = 0,0968 кгс  м ♦ са.

При окончательном выборе параметров конвейера стремятся к
тому, чтобы в цени не возникали резонансные колебания.

При экстренном стопорении тягового органа в нем возникают
максимальные динамические нагрузки, от воздействия которых час-
то происходит разрыв цепи. Расчет таких нагрузок приведен в спе-
циальной литературе [35,141. В сребковых конвейерах защита це-
пей от воздействия экстренных нагрузок осуществляется предохра-
нительными муфтами (со срезными штифтами, турбомуфтами и др )-

Схема привода проектируемого скребкового конвейера представ-
лена на рпс. 141.

§ 9. Расчет пластинчатого конвейера

Исходные данные: производительность П = 400 тс/ч ==
>=111 кгс/с; общая длина конвейера 115 м (рис. 142): транспорти-
руемый груз — руда железная (ур = 2,6 тс/м3, крупность кусков
Отах = 350 ММ).

Предварительно принимаем в качестве тягового органа конвейе-
ра пластинчатую цепь, при использовании которой скорость дв иже-
368
Рис. 142, К расчету пластинчатого конвейера:

а —. рас чет ею и схема; б поперечное сечение груза ив настиле с подвижными бортами

ния настила рекомендуется назначить в пределах 0,05,..0,63 м/с (при
использовании сварных круглозвенных калиброванных цепей с ма-
лым шагом скорость настила принимаем в пределах 1,0... 1,25 м/с).

Для проектируемого конвейера принимаем V = 0,58 м/с.

Площадь поперечного сечения транспортируемого груза на кон-
вейере

= 3600уТ	= 3600 < 6/58-2,6 * 0,82 = °'09 М*’	1

1' I3

где Ср — коэффициент, учитывающий угол наклона конвейера р.
При угле наклона конвейера р 30° коэффициент

100 — р 100 — 18° Пй9

С? = ~й^ = 1ПП = °>82‘	<512>

Площадь поперечного сечения, м2, насыпного груза на настиле
с бортами (рис. 142, б).

Г = Г2 + Р3 = 0,25Вс (0.4<р2) 4- В<М, (513)

где ф = ~ — коэффициент наполнения сечения пастила по высоте
бортов; принимаем ф = 0,65 ... 0,8;

Ф2 —угол естественного откоса груза в состоянии покоя.

При транспортировании крупнокускового груза пластинчатым
конвейером принимают

= 0 и Г “ где ф = 0,8.*.0,9.

Принимаем высоту борта/г = 0,2 м.

Ширина пластин (настила с бортами)

0,2-0,85 ” 0,53 М‘
Исходя из кусковатости рядовой руды ширина пластин должна
быть

> 1,7атах +200= 1,7 - 350 1 200 = 795 мм. (514)

Для сортированных грузов Вб >= 2,7 а1 + 200.

Принимаем ширину пластин Вб = 800 мм (табл. 72). Высоту бор-
та оставляем ранее принятую.

Таблица 72

Ширина настила и высота бортсв

Номинальная ширина настила В& ми	400	500	650	600	1000	1200	1400	1600
Номинальная высота	100	100	100	100	100	100	100	100
борта, мм	125	125	125	125	125	125	125	125
	160	160	160	160	160	160	160	160
		200	200	200	200	200	200	200
		250	250	250	250	250	250	250
			320	320	320	320	320	320

Погонная нагрузка от транспортируемого груза

(7 —	“ 77—Тттг = 192 КГС/М.

1	3,6у	3,0 • 0,58	1

%

Погонную нагрузку от собственного веса движущихся частей
(настила с цепями) приближенно определяем по эмпирической зави- .
симости:

= 605б + Л = 60 . 0,8 + ПО = 158 кгс/м, (515)

где А — коэффициент, принимаемый в зависимости от ширины на-
стила и вида груза, /1 = 110 (табл. 73).

Таблица 73

Значения коэффициента Л*

Груз		А при ширине настила /3$, в м			
		0,4	0,5	0,65 ... 0.8	0,8
Легкий,	1	тс/м3	40		50	70
Средний, Ур =	1 » »* 2 тс/м3	60		70	100
Тяжелый, Тр >	2 тс/м3	80		ПО	150

♦ Для настила без бортов величину коэффициента Л уменьшают па
Ю ... 15%.
Для рассчитываемого пластинчатого конвейера минимальное
натяжение цени может быть в точках 1 и 5. Если ц» +
-р Ь2)®' < Ну», то наименьшее натяжение будет в точке 5, а если
(1-1 +	> Нуи, то минимальное натяжение будет в точке /.

Поскольку для средних условий работы ю' = 0,030 (табл. 74),
то

<7И (Ьг +1,)	= 158 (24 + 46) 0,03 = 337 кгс < Ну» =

= 15 - 158 = 2370 кгс.

Таблица 74

Значения коэффициента и1' для пластинчатых втулочно-катковых цепей
(ГОСТ 588—74)

Условия работы конвсПера	ц/ для катков на подшипниках	
	скол Е>жеиия	качения
Хорошие Средние Тяжелые	0.06 ... 0.08  0,08 _ ОДО  0.10 ... ОДЗ	0,020  0 030  0,043

Принимаем 5т;п = 5& = 150 кгс (минимальное натяжение
цепи задают обычно в пределах 100 ... 300 кгс, но не менее
50 кгс). Натяжение в двух характерных точках контура:

= 55 +	= 150 + 158 • 42 • 0,03 = 349 кгс;

5, = к8е = 1,08 - 348 = 376 кгс,

где /г = 1,05 . •. 1,1 —коэффициент увеличения натяжения цепи
при огибании звездочки;

58 = 57 + (ун +	= 376 + (158 + 192) 42 • 0,03 = 817 кгс;

50 = 58е“,'0 = 817  2,710.03-0,3'4 = 824 кгс>

Р = 18° — угол обхвата тяговым органом криволинейного участка;

•510 = 50 + (</„ + у) Л, 10 соз Р®' -|- (<?„ + у) Л9_10 З1п (3 =

= 824 + (158 + 192) 46  0,03 + (158 + 192) 15 = 6557 кгс,
1о соз р ~ 7-2,	81п р ® Н;

5ц = -510^ = 6557 • 2,7р.оз-о.зм = 66]6 кгс;

533 = 5ц + (? + ?) М®'= 6616 + (158 + 192) 25  0,03 = 6879 кгс.

Натяжение в точках 1... 4 определим, обходя контур от
точки 5 против движения холостой ветви конвейера:

е 5»	15°

— 2 71О,оз-о,314 — 148,7 кгс;
$3 = $4 — 7^4-3 С08	8Й1 Р =

= 148,7 — 158-46 0,03 + 158  15 = 2301 кгс;
с •$.,	2301	оооп ,

$2	д 71 о,оз-о.з и — 2^80 кгс,

5, = $3 —	= 2280 — 158 • 25 • 0,03 = 2161 кгс.

Тяговое усилие на приводной звездочке

Н7о = 512 —$г4-(Л— 1)(812+ 31) = 6879 — 2161 +(1,08— 1) х

X (6879 + 2161) = 5441 кгс.	(516)

Расчетная мощность
м Ч7по 5441 • 0,58	о

Л р — 102д,, “ 102 • 0,85 — 36,‘* кВт<

Установочная мощность двигателя

Мо - пу№р = 1,1 • 36,4 = 40,0 кВт.

По каталогу выбираем асинхронный электродвигатель с фазо~
вым ротором типа АК82-6 мощностью ^ = 40 кВт, п = 965 мин'1

М

(<о = 101 рад/с), 	= 2,2; 7Р = 0,117 кгс-м-с2.

Предварительно для привода пластинчатой цепи принимаем
звездочку с диаметром делительной окружности = 823,17 мм,
числом зубьев 2 = 8, цшгом I = 315 (прил. ЕХХХ1Х).

Частота вращения звездочки

60 - 0,58	. о -	-

Лзв “ лй “3,14* 0,823 МИН *

Передаточное число редуктора
п 965	-

“р-Р ~пзв ~ 13,5 ~ 71’5,

Расчетная мощность редуктора
дг — ^р_ -	_ 50 о квт

^ред— й — о,65 ” К°Т’

где & = 0,65 — при непрерывной работе привода в течение 24 ч
в сутки и пр и нагр узке с умеренными толчками.

По каталогу выбираем редуктор КЦ2-1300-II1-1Ц(коническо-
цилиндрический, = 73, номер схемы сборки I, с выступающим
цилиндрическим концом тихоходного вала).

Расчетное усилие в цепи

5Р = 1,15 5а-±5днк =],15 6879 + 3900 = 6200 кгс,
по формуле (97):

6п2 (<7 + с'<7н)6 • 3,142(192+1 • 158) 115  0.5692

Оди —	—	9,8! • 8» • 0,315

3900 кгс;

Уф

- 60 —

= Л =	13,2;

"р	73

з.14.ода.|з.2= ы/с

60

Разрывное усилие цепи

5ра3р — /15р = 7 • 6200 = 43400 кгс,
п — запас прочности цепи; принимаем п = 7.

Принимаем цепь тяговую пластинчатую М 450 (ГОСТ 588—74)
с шагом / = 315 мм, разрывным усилием Рразр = 40 000 кгс
_(прил. ХС)——

Максимальное усилие в цепи при пуске конвейера

&.К = 1.,5х" +	+	” = 1,15 6879 + Юг°0 + 2161 = 7441 кгс.

где 5д.п — динамическое усилие в цепи при пуске, кгс,

с„ - т « - 5514 « 0,823 • 81,8 * 0,85	„...

и — Л?к 9 Цм	2 * 73	^101 кгс,

е — угловое ускорение приводной звездочки, рад/с2;

тк = йу [(2<?н + ц)Ь+ ^0„] = 0,9 {(2 . 158 + 192) 115 +

4- 0,6 • 2800)	= 5514 кгс.сг/м;

У,о 1

О., — вес вращающихся частей конвейера (без при-
вода), Ои = 2800 кгс;

= 0,5..,0,7— коэффициент, учитывающий уменьшение сред-
ней скорости вращающихся масс по сравнению
со скоростью у;

ку — 0,85^.0,95 — коэффициент, учитывающий упругое удлинение
цепей.

Угловое ускорение вала двигателя

_ ^п. ср ^1

едв------Г"Г“

'пр

66,7 — 36,3 О1 о /5
- о,з74 - = 81»8 рад/с

. ж Мтах + ЧпИ	+ Ы АС	м

где Мп. ср =	-- ----------1? = 1,65Л1|<	1,65 • 975

«= 1,65 • 975 ~ = 66,7 кге-м;

_ и%Ов _ 5441 • 0,823 _	.

2мрям 2.73 • 0,85 ~ 3^, КГС ‘ м-
Момент инерции движущихся масс конвейера, приведенный
к валу двигателя,

7 я/ । /ик^~	1 1г л г 5514-0,4115^ п

*^пр —' 67р.м Н~ о * — 1,15-0,146 -р аа-’ — 0,374 кгс -м с-,

ир ‘М

где /р. и = 0,117 + 0,0292 = 0,146 кгс>м*сг.

Время пуска конвейера

. _ Лр<» _ 0.374 . 101 _

" Мп. ер - Л*ст. „ ~ 66,7 - 36,3 - С-

Радиусы изгиба трассы принимаем = /?2 = 4,6 м (табл. 75),

Таблица 75

Значения наименьших радиусов нагиба трассы

Шаг цепи 1, мм	Радиус, мм	Шаг цепи мм	Радиус, мм
100	1.4	320	4,6
125	1.7	400	।	5,7
160	2.3	500	7,1
200	2.8	620	9,0
250	3.5		

§ 10, Расчет трубчатого скребкового конвейера

с пространственной трассой

Трубчатые скребковые конвейеры предназначены для транспор-
тирования однородных сыпучих грузов в ряде отраслей промышлен-
ности и в сельском хозяйстве. Они являются экономически целесо-
образными, так как позволяют более эффективно использовать про-
изводственные площади и осуществлять транспортировку грузов
по трубчатому гр узо про воду, проложенному по сложной простран-
ственной трассе.

Трубчатый скребковый конвейер состоит из загрузочного бунке-
ра с дозатором ячеисто-барабанного типа, грузопровода с отвер-
стиями для разгрузки сыпучих однородных грузов, поворотных уст-
ройств, замкнутого цепного или канатного рабочего органа со скреб-
ками, приводной станции и натяжного устройства (рис. 143, 144).

Для канатно-скребкового рабочего органа канат предваритель-
но вытягивается усилием, близким к пределу текучести. Затем к ка-
нату с определенным шагом прикрепляются пластмассовые скребки,
отлитые в специальных пресс-формах* Участки каната между шай-
бами рекомендуется покрывать слоем 1,5...2,0 мм того же материа-
ла, из которого отливаются скребки. Соединение концов каната
осуществляют металлической разъемной шайбой и пружинным
кольцом (рис* 145).
Рис. 143. Схема канатно-скребкового конвейера

Рис. 144. Схема привода канатно-скреэкового кон-
вейера:

/ — приводная звездочка; 2 — закрытая кони чес есэя пере-
дач?); канатно-скребковый рабочий орган; 4 — зубчатая
муфта; 5 — редуктор; 6 — турбо муфта; 7 — электродви-
гатель

Применяются конструкции канатно-скребкового органа с метал*
лическими скребками, которые отливаются в пресс-формах со встав-
ленным предварительно вытянутым канатом. Гибкость каната в вер-
тикальной и горизонтальной плоскостях, высокая прочность, лег-
Рис. 145. Элементы конвейера:

л — форма и размеры разгрузочных отверстий; б —• канатно-скребковый рабочий
орган; * — соединение канатно-скребкового органа
кость, возможность получения высоких скоростей движения тяго-
вого органа со скребками являются преимуществами канатно-скреб-
кового конвейера по сравнению с трубчатым скребковым конвейе-
ром, имеющим цепной тяговый орган»

Исходные данные: производительность П — ЗОтс/ч = 8,33 кгс/с;
транспортируемый груз: зерно (пшеница, рожь, ячмень, кукуруза)
и др., Тр = 0,80 тс/м3; трасса конвейера: длина Ь = 166,0 м,
высота подъема Н —Н — 14,5 м, угол наклона участков 1— 2 и
14—13 а = 15°, 3—4 и 12—11 0 = 50°.

Принимаем скорость движения рабочего органа V = 1,1 м/с
(скорость канатному рабочему органу назначают в пределах
0,1... 1,25 м/с, а цепному — 0,1...0,4 м/с).

Из формулы производительности конвейера

17 = 3600 ууРф

определяем внутренний диаметр трубы

"^зо!	3,14-1,1-0,8-0,85	(517)

где ф — коэффициент заполнения трубы; принимают ф = 0,8. „0,9
для легкосыпучих грузов с учетом уменьшения полезного
объема рабочим органом.

Принимаем трубу с внутренним диаметром йв — 120 мм и толщи-
ной стенки б = 3,5 мм.

Для дальнейшего расчета предварительно принимаем: диаметр
каната — 12,5 мм, диаметр скребка б/с.с — 112 мм, радиус пово-
ротных блоков-звездочек /?б == 410 мм.

Шаг скребков вычисляют из соотношений

/с

где / — шаг цепи, мм;

и Л2— конструктивные коэффициенты: Л1 = 2..»6, /?2—2.„3—
для конвейеров, имеющих горизонтальные и наклон-
ные участки; А1 = 2.„4, Ла = 1 для конвейеров с ком-
бинированной трассой, состоящей из горизонтальных
и вертикальных участков. Для данного расчета при-
нимаем Л2 — 1,2;

1С = к2ав - 1,2 - 120 = 144 мм.

Принимаем /с = 150 мм.

Тяговый расчет. Погонная нагрузка от перемещаемого груза

$ ~ з,6с ” з,б - 1,1 “ кгс/м.
Погонный вес шайб и каната

% = <7к + Яс = + +	(<й.е —	+ Л(/ст4 — х

х (<&—4) ткп+ — 7<ст) (4—<*«)

где дк — погонный вес каната, дк ~ 543 гс/м;

— погонный вес скребка, гс/см;

&х— толщина скребка, см;

г/ст— диаметр ступицы, см;

— диаметр каната, см;

/ст — длина ступицы скребка, см;

—диаметр капроновой оболочки между скребками, см;

ук — удельный вес капрона, гс/смя;

п — количество скребков на 1м погонный;

?0 = 543 4-	(11,2® — 1,252) 1,2 • 6,25 +

+ 3-14^5~1). (2,2а — 1,252) 1,2 • 6,25 +

+ 3>14О5~3-5>(1>5»_ 1>25г) 1,2 • 6,25 = 1370 гс/м или

Яо = 1,37 кге'м.

Методом обхода по контуру определим натяжение в канатно-
скребковом органе и сопротивление его движению.

Минимальным натяжением канатно-скребкового тягового органа
задаемся = 5,П1п = 150 кгс.

Натяжение тягового органа в точке 2

52 = 5Г + дЦ-2 соз ааур + <?0/|_2 соз ату ± (9 + Яо) А-2 зш а =
= 150 + 7,6 • 20 соз 15° -0,6+ 1,37 • 20 соз 15° • 0,125 +
+ (7,6 + 1,37) 20 зш 15° = 287 кгс,

где а»г'р = 0,6— коэффициент сопротивления движению зерна
в стальной трубе;

шс’= 0,125— коэффициент сопротивления движению канатно-
скребкового органа, скребки которого выполнены
из капрона при ор 60 кгс/см2;

53 = к52 = 1,03 • 287 = 296 кгс;

6=1,03— коэффициент увеличения сопротивления движе-
ния канат по-скребкового органа при обходе по-
воротных устройств, отклоняющих рабочий орган
на угол до 90°;

«51 = 5, + <7/3-4’^г'р соз 0 + Я01з~4^ соз ₽ + (? + <?0) з1п Р =
= 296 + 7,6 • 12 • 0,6 соз 50° + 1,37 . 12 • 0,125 соз 50° + (7,6 +

+ 1,37)  12 • зш 50° = 414 кгс;
55 = А54 = 1,03 • 414 = 426 кгс;

5е =	+ г//з—с^’гр + •Уо^з—б®с = 426 + 7,6  133 • 0,6 +

4- 1,37- 133-0,125= 1055 кгс;

3, = кЗп = 1,03  1055 = 1087 кгс;

58 = 3,4- <?/7-8^'р + ^о^-8'Х = Ю87 4- 7,6 • 10 • 0,6 +

4- 1,37- 10 -0,125 = 1134 кгс;

5В = й58 = 1,03  1134 = 1168 кгс;

5д- = 5Э	<?/э—э'И’гр 4~ ?п^9—э'^'с = 1168 4“ 7,6 - 70 • 0,6 +

4- 1,37- 70-0,125= 1500 кгс;

-$10 = -$9' 4- «Мэ'-юи-с = 1500 4- 1,37 • 63 • 0,125 = 1511 кгс;

8ц =	= 1,03 • 1511= 1556 кгс;

812 = 8П 4- ?0/И_|2К СО5 Р — Г/0/||_12 зш [5 =

«= 1556+ 1,37- 12 • 0,125 соя 50° — 1,37- 1251п50° = 1545 кгс;

513 = А512= 1,03 • 1545 = 1591 кгс;

= 513 + д0/[3-иШссоза — <70/1з_14зш а= 1591 + 1,37 - 20 X
X 0,125 соз 15° — 1,37  20  з!л 15°= 1587 кгс.

Сопротивление движению на приводной звездочке

№о = 514 — 5х + (й — 1)(5ц + 5Х) = 1587 — 150 + (1.05 —

—1) X (1587 + 150) = 1524,0 кгс,

где к = 1,05 — коэффициент сопротивления на приводной звездоч-
ке.

Расчетная мощность двигателя

дг ~	— 1524 • 1-1 _ |о о „р

л р 102т1м “ 102 - 0,85 ~ 1 КВТ*

Установочная мощность двигателя

А/о = пу/Ур = 1,3  19,3 = 25,1 кВт,

где пу — коэффициент запаса мощности; для трубчатых скребко-
вых конвейеров пу = 1,2... 1,40.

По каталогу принимаем электродвигатель с короткозамкнутым
ротором с повышенным пусковым моментом в закрытом обдувае-
мом исполнении типа ЛО1182-6: /V = 28 кВт, п = 980 мин-1 (и =

М	М

= 102,5 рад/с),—^= 1,9, -^ = 2,4, 7Р = 0,112 кгс-м-с2.

Предварительно для привода принимаем звездочку с диаметром
длительной окружности ™ 820,13 мм, числом зубьев 2 = 16мша-
гом I = 160 мм.

Частота вращения звездочки

60а	60.1,1 ог. г .

”” — лР0 ~ 3,14 • 0,82 ~ 20,6 Мии •
Принимаем коническую пару, у которой ик = 1,8. Передаточное
число редуктора

Для непрерывного режима работы по каталогу выбираем редук-
тор РМ 650-У-1Ц с передаточным числом ир = 20,49.

Фактическая частота вращения звездочки и скорость движения
канатпо-скребкового органа:

^Д[1
«ЗВ = — =

п

лРоя;

= “б0~

,!до 980 ял с	—1.

“к“р “ 1>8'20,49 “ 2“'6 МИН ’

зв _ 3,14  0,82 • 26,6

60

= 1,14 м/с.

где ип = ин«Р = 1,8 • 20,49 = 36,9.

Поскольку предварительно принятая скорость незначительно от-
личается от действительной, то перерасчет параметров конвейера не
производим.

Выбор каната. Разрывное усилие каната

5Р,зр -=	= 6  1587 = 9522 кгс,

где и — запас прочности каната, п = 6...8.

Выбираем стальной канат типа ТЛК 6 X 31 + 1 о.с. (ГОСТ
7679—69) диаметром 15 мм (при пределе прочности проволок 160
кге/мм2) с разрывным усилием 11 350 кгс.

Диаметры приводных и отклоняющих блоков должны удовлетво-
рять условию 30 с1. Так как = 820 > ЗОЙ = 30 • 15 =

450, условие соблюдено. Максимальное усилие в рабочем органе
при пуске конвейера и время его разгона приближенно можно опре-
делить по той же методике, что и для пластинчатого конвейера.

После конструктивной проработки принимаем разгрузочные от-
верстия трубопровода прямоугольными с шириной 50 мм, длиной
200 мм, перекрываемые заслонками.

§ 11. Расчет подвесного грузонесущего конвейера

с пространственной трассой

Рассчитать подвесной грузонесущий конвейер с пространствен-
ной трассой для транспортирования со склада в сборочный цех де-
талей весом О = 50 кгс размером 550 X 350 X 250 мм. Производи-
тельность конвейера /7 = 1650 шт,/ч. Трасса конвейера с указанием
длин и высот подъема (в метрах) представлена на рис. 146. Из кон-
структивных соображений и условия использования углового при-
вода со звездочкой, применяемого обычно на повороте трассы на 90
или 180°, располагаем привод вблизи точки 3 с минимальным натя-
жением, полученным в предварительном расчете.
Натяжное устрой-
ство — грузовое. Загруз-
ка и разгрузка деталей
производится автомати-
чески при движении кон-
вейера.

Для проектируемого
конвейера предвари-
тельно принимаем тяго-
вую разборную цепь ти-
па Р2-100-220 (ГОСТ
589—74) с шагом I =
= 100 мм, разрушающим
усилием 22 тс (прил.
ХСП).

Для данной цепи вы-

Рнс, 146. Схема подвесного грузонесущего
конвейера

бираем звездочку с числом зубьев 2 — 16 и диаметром делитель-
ной окружности = 1021,5 мм (прил. ЬХХХУШ).

Наименьший шаг подвесок ^пип с учетом движения на наклон-

ном участке

Л1ГП1П СОЗ р ^гпаж “Т А,

(518)

где р—максимальный угол наклона конвейера на участках пере-
гиба в вертикальной плоскости,

Принимаем р == 35°, А = 0,1...0,15 м, атах = 550 мм,

, ^тах + А _ 550 + 100

СОЗ р	€05 35°

= 793 мм.

Шаг подвесок рекомендуется выбирать в зависимости от шага
цепи:

/п = 2/, 4/, 6/, ЮЛ

Принимаем шаг подвесок

/п = 8/ = 8 • 100 = 800 > /п тт = 793 мм.

После графического построения прохождения грузов (550 X
X 350 X 250) на приводной и поворотных звездочках с =
*= 1021,5 мм устанавливаем, что зазор между грузами при шаге под-
весок 800 мм достаточен.

По заданной производительности конвейера при расположении
одной детали на подвеске (гд = 1) определяем скорость движения
Цепи по формуле

” = 36®; = Й. Т = 0.367 м/с = 22 м/мин. (519)
Погонный вес ходовой части конвейера (порожняя ветвь)
С	6,	7 к 7 с

7о = <7ч + — Ч- = 5,2 +	~ 24 кгс/м,

(520)

где <7ц = 5,2 кгс/м — погонный вес цепи (прил. ХСП):

6п —вес подвески, Сп = 7,5 кгс;

(п — шаг подвески, /п = 800 мм;

Ск—вес каретки, Ок = 7,5 кгс (прил. ХСШ);

/к — шаг каретки, /к = 800 мм.

Погонный вес загруженной ветви

<7с = <?о + у- = 24 +	= 86,5 кгс/м.

В точке 3 (рис. 146) ожидается минимальное натяжение, кото-
рое рекомендуется принимать в пределах 50... 100 кгс:

5ш1п =	= 80 кгс.

Тогда 54 = 53 + г/0/3к/ = 80 + 24 • 22 • 0,027 = 94,3 кгс,
где су' — коэффициент сопротивления движению кареток на пря-
молинейном участке, для тяжелых условий га' <= 0,027
(табл. 76);

5Г1= ад = 1,055 • 94,3 = 99,5 кгс,

— коэффициент, учитывающий сопротивление на поворот-
ных звездочках и блоках, /г4 = 1,055 (табл. 76);

Таблица 76

Величины коэффициентов сопротивления для подвесных конвейеров
конструкции Союзпроммеханизации с расчетной нагрузкой
на каретку 250 ... 800 кгс при работе в отапливаемых помещениях
(по опытам ВНИИПТмаша)

Коэффициенты сопротивления

Условия работы конвейера	на прямолинейных участках, и/	па поворот^ них звездоч- ках и бло- ках, установ- ленных на подшипниках качения, А’|		на роликовых бата- реях, X			на вертикальных кривых,		
		Угол поворота, 0							
		00	180	до 30	45	со	до 25	35	45
Хорошие Средние Тяжелые	0.015  0.020  0,027	1,025 1,033 1,045	1,030  1.040  1.055	1,020  1,025  1,030	1,025  1.032  1.040	1.030  1,037  1.0-15	1.0Ю  1,012  1,018	1,015  1 020  1,025	1.022  1.030  1,035
50 = 56 +	= 99,5 + 24 • 4 • 0,027 = 102 кгс;

5, =	= 1,045  102 = 107 кгс;

йх = 1,045 (табл. 76);

5е =	+ д0/7иу' = 107 + 24 • 10 • 0,027 =113,5 кгс;

59 = 5е + чс1аш' = 113,5 + 86,5  90 • 0,027 = 324 кгс;

5И =	= 1,045 • 324 = 339 кгс;

511=510 +	=339+86,5 • 10 • 0,027 = 362 кгс; (521)

•512 — ф (ф51Х + дс1ц^' + <?сй12) = 1,025 (1,025  362 +
+ 86,5 • 8 • 0,027 + 86,5  4) = 754 кгс,

где <р — коэффициент сопротивления в вертикальном перегибе,
Ф= 1,025 при угле поворота 35° (табл. 76);

513 = 512 + е/с/12и>' = 754 + 86,5 • 10 • 0,027 = 777 кгс;

514 = ф (ф513 + ф<713ш' + <?сЛ14) = 1,025 (1,025 • 777 +

+ 86,5  8 • 0,027 + 86,5-3) = 1101 кгс;

51а = 5и + дс/и5У' =1101 + 86,5 • 44 • 0,027 = 1204 кгс;

51о = йх516 = 1,045 • 1204 = 1258 кгс;

517 = 51в +	= 1258 + 86,5 - 100 - 0,027 = 1492 кгс.

Таким образом, максимальное натяжение в цепи 5т,х = 517 =
»= 1492 < 5рж= 1600 кгс (рекомендуемого значения).

Натяжение цепи в точках 2 и 1 определим при обходе кон-
тура от точки 3 в направлении, обратном движению конвейера:

53 — 80 кгс;

-5о = —	53 --- <7о/2иУ + <7о^2^ ~

=	-8° — 24 • 12.-0,027 + 24- 7) = 232 кгс; (522)

51= 5, —	= 232 — 86,5 * 50 -0,027 = 115 кгс.

Диаграмма натяжений
вейера представлена на
рис, 147. Тяговое уси-
лие на приводной звез-
дочке

^0 = 517-^ + ^-
-0(517+5!)= 1492 —

— 115 + (1,045-

—1)(1492+ 115) =

= 1449 кгс.

в цепи подвесного грузонесущего коп-
Расчетная мощность электродвигателя

Л/р=_^-.= Н49. 0,367 = 6 13 кВт>
₽	!02т]м	102 • 0,85

Установочная мощность двигателя

ЛГ0 = п^р = 1,15 - 6,13 = 7,05 кВт.

Принимаем электродвигатель типа АОП2-51-4: Л/= 7,5 кВт;
п— 1440 мин-1 (ш = 151 рад/с); /р = 0,00585 кгс - м с2;

^пуск  о. ^шах о о. ^пЧп . с

Ж“ = 1А Ж""2’2' Ж"“ ,5’

Частота вращения приводной звездочки
60г	60 • 0,367 с ос

”зв “ яР0 ~ 3,14 • 1,0215 “ 6,86 МИИ •

Передаточное число редуктора

«	1440

“р- Р ~ «ЗВ ~	“ 2

Принимаем редуктор типа КДВ-350М1, исполнение XI; переда-
точное число ир = 203 (прил. ХС1У).

Действительная скорость цепи

60

 3,14 • 1.0215 - 7,1

60

= 0,38 м/с = 22,8 м/мин,

Гф =

где

п 1440	„ ,

П’в==1^= 203 = 7'1 МИН *

Поскольку действительная скорость цепи незначительно отли-
чается от первоначально принятой, перерасчет параметров конвейе-
ра не производим.

Вес натяжного груза

С., = 1 (54 + 55 4- И?т) =	(94,3 + 99,5 + 25) = 243 кгс, (523)

где №т — усилие сопротивления передвижению натяжной тележки
№т = 25 кгс.

Определение динамических усилий в цепи и проверка двигателя
на пуск производятся так же, как и для пластинчатого конвейера.

§ 12. Расчет тележечного конвейера

Рассчитать вертикально-замкнутый тележечный конвейер, ус-
тановленный в сборочном цехе машиностроительного завода, произ-
водительностью 190 шт./ч. Вес транспортируемого изделия С)
— 500 кгс, размер / х Ь х Л = 1000 х 600 х 500 мм. Длина кон-
оейера Ь = 120 м. Установлен горизонтально. При непрерывном
движении конвейера производительность, шт./ч, определяют по фор^
муле

П - б0™'
” 'К

(524)

где у — скорость движения конвейера, м/мин;

Пн—число изделий на платформе;

1Т — шаг тележек, м;

ки— коэффициент неравномерности загрузки конвейера;

кп— 1,15*..1,20—при автоматической загрузке;

ка~ 1,2... 1,25— при ручной загрузке.

Скорость движения конвейера

190- 1,6*1,15 н оо
р = ~60< = —60И-------= 5’83 м/мин.

Из рис. 148 /т= 1600 мм. Для автоматической загрузки кл =
= 1,15.

Диапазон регулирования скорости принимаем от цт|П = 1 м/мин
ДО Оглах = 6 м/мин.

Погонная нагрузка от ходовой части конвейера

<7о - <7ц + ^ = 2 • 5,2 +	= 210 кге/м.

Предварительно определим размеры и вес тележки: длина
/т = 700 мм, ширина &т = д 2^т 2 = [ у = 560 ... 350 мм.

Согласно рекомендуемому номинальному ряду ширин тележек
200; 320; 400; 500; 650; 800; 1000; 1250 и 1600 мм принимаем
=® 500 мм.

В качестве тягового элемента предварительно принимаем две
разборные цепи с шагом I — 100 мм (так как колея для тележек

В	в

Вк = 500 мм, т. е. ~ > 4; в случае -^^4 можно принимать од-
ну тяговую цепь); вес 1 м цепи <?ц = 5,2 кгс.

Вес тележки 0т — 320 кгс.
Погонная нагрузка при загруженном конвейере

?гР = Чо + р = 210 + — = 523 кгс/м.

Минимальное натяжение цепи будет в точке /. Обычно
5тп> = 100 ...200 кгс.

Принимаем = 5т1П — 200 кгс.

Натяжение цепей в точке 2

5а-= 5Г +	= 200 + 210 • 120  0,02 = 704 кгс,

где да — коэффициент сопротивления движению ходовой части кон-
вейера, вычисляем по формуле

/<* + 2ц г
П=-Чг^'’

кр — коэффициент увеличения сопротивления от трения реборд
колес о направляющие или от трения торцов колес о боко-
вые направляющие, = 1,2... 1,5.

Если ролики установлены на подшипниках качения, то прибли-
женно можно принимать да = 0,02, тогда

$3 =- Л53 = 1,1 • 704> 774 кгс,

где /г = 1,08..Л,12— коэффициент увеличения натяжения цепи
при огибании звездочки.

Натяжение цепей в точке 4 вычисляем при условии, что все те-
лежки загружены максимальным грузом С1 = 500 кгс:

54 = 53 +	= 774 + 523-120 0,02 = 2030 кгс.

Общее сопротивление на звездочке

№0 - 34 — 5, + (к — 1) (54 + 5,) = 2030 — 200 + (1,1 —
— 1,0) (2030 + 200) = 2053 кгс.

Расчетная мощность двигателя

А/ -	^+053-5,83 = в

1С2Ям 102 - 60 - 0,85	2,6 К '

Установочная мощность

1,15 -2,3 = 2,65 кВт.

По каталогу принимаем электродвигатель типа АОП2-41-6:

М = 3,0 кВт; п = 960 мин-1 (е> = 100,5 рад/с);

~Р = 2,2-,	1,8; Л = 0,00331 кгс -м с2.

Л1Н	Л1н •  р
Для принятой цепи выбираем звез-
дочку: г = 16, О = 1021,5 мм. Частота
вращения приводной звездочки

V	5,83	 пл -______1

,1зв = пО0 = 3,14 .1,0215 = ’&2 МИН '

Общее передаточное число привода

лзв - 1,82

= 528.

Схема привода представлена на рис.
149.

Принимаем цепную передачу скц.л =
= 3,38, тогда

Рис. 149. Схема приво да;

/ — приводные элсэдэчкн; 2 —
зубчатая (кулачковая) муфта;

3 — редуктор; 4—цепная пере-
дача; 5 — упругая муфта; 6 —
двигатель

«„	528 _ 1СС о

Ыр. р " Иц п — 3,38 ~ 56,2

По каталогу принимаем редуктор

типа ЦТН-8-1-156,92 (номер сборки — 1, передаточное число ср =
= 156,92, мсжосевое расстояние 600 мм).

Выбор цепи. Расчетное тяговое усилие в цепи

$>=1,15 —Н~^д- = 1,15— = 1250 кгс,
'	о	—

с - 6^’ - 6 63 700 ‘ °’0972- - 139 кгс

Один — о	— О 162 • ОД	— ю» ыц

С = ^0+р‘^ = (1 -210 + ^- 120 = 62 700 кгс;

с ~ 1, так как длина конвейера Ь = 120 м > 60 м;

V = 5,83 м/мин = 0,0972 м/с.

Принимаем разборную цепь типа Р2-100-220 (ГОСТ 589—74)
с разрывным усилием 22 000 кгс (прил. ХСН).

Динамические нагрузки в цепи при неустановившемся режиме и
время пуска привода определяются по общей методике расчета цеп-
ных конвейеров (гл. VI, § 8, 9).

При расчете горизонтально-замкнутых тележечных конвейеров
учитывают также сопротивление движению ходовой части на пово-
ротных кривых, в остальном методика расчета аналогична.

§ 13. Расчет грузоведущего штангового
копией ера -то л кате л я

Рассчитать грузоведущий штанговый конвейер-толкатель с пуль-
сирующим движением рабочего органа.

Во время рабочего хода одновременно проталкивается пять гру-
зовых вагонов грузоподъемностью 20тс. Тара вагона Юте. Рабочий
ход — 35 м.
Рис. 150. Схема грузоведущега штангового конвейера-толкателя

Скорости движения при рабочем и обратном ходах соответственно
8'и 13 м/мин. Конвейер вертикально-замкнутый, общая длина! ==
« 120 м, расположен горизонтально (рис. 150).

Рабочий ход. Минимальное натяжение цели в точке сбегания с
приводной звездочки принимают в пределах 100...300 кгс. Для рас-
сматриваемого конвейера (5т{Л = $! == 300 кгс)

52 = М 9о!/ = 300 + 74 - 120- 0,25 = 2520 кгс,

где г;0 — погонный вес тягового элемента обратной ветви, прибли-
зительно = 74 кгс/м;

/ — коэффициент трения скольжения тягового органа обрат-
ной ветви по направляющим, / — 0,25;

53 = Л5а = 1,08 • 2520 = 2720 кгс;

34 ==	4’ (Сщ Ц- Я’Х*!*) НгрОгрЬУгр 5=3

2720 + (9000 + 5 <500). 0,015 + 5 - 30 000 - 0,007 = 3943 кгс,
—вес штанги, 6Ш =* 9000 кгс;

6Т—вес тележки (с катками и кулаками), 6т = 500 кгс;

пт — число тележек, пт = 5;

Огр — вес одного груженого вагона (с тарой), 0гр—30 тс;

ягр — количество одновременно проталкиваемых вагонов, Пгр=5;
и/ — коэффициент сопротивления движению тележек и штанги,
= 0,015, более точно, по

Рис. 151. Схема к расчету дополни-
тельного сопротивлении движению
тяговою органа

,	,	№ -р 2р. ,

формуле ш = -—~-/гр;

— коэффициент сопротивле-
ния движению груза (ва-
гона), и?гр — 0,007 для
груженого вагона, аъ ~
— 0,01 — для порожнего
вагона.

Поскольку сила, передавае-
мая от кулака к вагону, рас-
положена на некотором рассто-
янии от продольной оси цели
(рис. 151), возникает дополнительное сопротивление движению
тягового органа (штанги)

= 2Ггр 4 и1'и1 = 2  1050	• 0,015 = 27 кгс, {5251

где I — расстояние между колесами тележки, I = 1,2 м;

Л — вылет кулака, Л= 1,0 м;

а>щ—коэффициент сопротивления движению штанги, =*
= 0,015;

— сила сопротивления движению груза,

«7гр « Сгрп, Хр = 30 000 • 5 • 0,007 = 1050 кгс.

Натяжение цепи в точке 4 с учетом дополнительного сопротив>
ления

54 = 5; +	= 3943 + 27 == 3970 кгс.

Тяговое усилие на приводной звездочке

№0 = $4 - 5, + (А - 1) (5, + 5,) =
= 3970 — 300 + (1,08 — 1) (3970 + 300) = 4012 кгс,

где к ~ 1,08 — коэффициент, учитывающий сопротивление враще-
нию приводной звездочки.

Расчетная мощность двигателя
дг _	0°	____4012 * а ___ д .» г,

102- 60-0,85 “6>17кВт-

Установочная мощность

Л?„ = пудгр = 1,1-6,17 = 6,79 кВт.

По каталогу выбираем электродвигатель типа АОП63-8: М =

= 7 кВт; п = 730 мин"1 (ш = 76,4 рад/с); == Г4; в
«= 0,2;	= 0,033 кгс ’ м  с3.

Предварительно принимаем в качестве тягового органа пластин-
чатую втулочно-роликовую цепь с шагом I — 320 мм. Число зубьев
приводной звездочки г = 8, диаметр делительной окружности О0 —
*= 823,17 мм.

Частота вращения приводной звездочки

= "лПГ = 3,14 • 0,823 = 3’1 МИН

Передаточное число приводного механизма

Нп = 4" = 5Т = 235>5-
"зв 3>!

Передаточное число редуктора «р = 59,5.
Передаточное число цепной передачи
“п 235,5	„ ог

ы«=^ = “б9Т=3’96-

Обратный ход. Определим натяжение в характерных точках це-
пи при допущении, что натяжное усилие осталось неизменным, а на-
тяжения в точках 2 и 3 станут равными:

52 - 2720 кгс; 53 = 2520 кгс.

Натяжения в точках 1 и 4:

8. = 82 + ЧоЦ = 2720 + 74 • 120  0.25 = 4940 кгс;

34 = 53 и — х3 — (Сш -р /1ТСТ) № =
- 2520 — (9000 + 5 * 500) 0,015 = 2347,5 кгс.

Сопротивление на приводной звездочке

^01 = 5, - 34 + (А - 1) (5Т + 34) =
= 4940 — 2347,5 + (1,08 — 1) (4940 + 2347,5) = 3175,5 кгс.

Расчетная мощность двигателя

__ ГС'оУ* _ 3175,5 «13 _ 7 до к^т
р ” 1О2Г)М 102 - 60 - 0,85 ~ К Ти

Учитывая некоторую недогрузку двигателя при прямом ходе,
возможно допустить небольшую перегрузку его при обратном ходе.

Частота вращения приводной звездочки

V	13	р	—'1

Пзв ~ яйд = 3,14 - 0,823 ~ 5,03 МИН '

Передаточное число приводного механизма
п 730	,4 г

Ип~^; ~5,оз~ 14°-

Передаточное число редуктора

«п 145 „с с
“ ип ~ 3,96 ~ 36’6,

Для такого привода необходим двухскоростиой редуктор или
двухскоростной электродвигатель.

Выбор цепи. Для одноцепного конвейера расчетное тяговое уси-
лие в цепи

5Р = 5СТ + 5ДИН = 3970 + 850 = 4820 кгс,

где 5СТ = 54 = 3970 кгс;

с г (л? г 161 380 • 0.13332 у

5дИИ =6^ = 6  -й .0(Э15 - = 850 кгс’
О =сд0Ь 4- ЯГ<?Т + пгр6гр = 1 • 74 • 120 4- 5 • 500 + 5 • 30000 =
= 161 380 кгс;

с= 1, так как А >60 м;

V = 8 м/мин = 0,1333 м/с.

Разрывное усилие цени

5рач> = м5р = 12 • 4820 = 57 800 кгс,

где п = 10 .. . 13—запас прочности цепи.

Принимаем цепь тяговую пластинчатую М 630 (ГОСТ 588—74)
с шагом / = 315 мм, с разрывным усилием Рра»Р = 63 000 кгс
(прил. ХС).

Динамическое усилие в цепи при пуске (приближенно)

5Д. п = тк = 15 63 0 0,823,62^'0,85 = 1454 кгс,
4 " 400,0

где

тк = Ы<7<Л 4- Счи 4- ЛтОт 4- «гРСгР) 4 = °>9 (74  120 + 9000 +

4- 5 -500 '4- 5 • 30 000) ~ = 15 630 кгс • с8/м;

_ МП. ср ~ Л1ст. П _ 15.9 — 8,25 _ со 7 1 /с2 

Ьдв —	,	—	0 12е-*	1	’

•'пр

г яг ।	1 о п пкк । 13 630 >0,412? л	2

/пр = д/р. м 4-	= 1,2  0,055 4- -235-|53 Гб,85~ = 0,122 КГС ‘ м ' с ’

М _______	_ 4012 • 0,823 __о пг

Л от- п ~ 2и„г1м — 2 • 235,5 • 0,85 ~ 8,2С> КГС ’ ’

Мп. ср = 1,7  975	= 15,9 кгс • м.

Время пуска конвейера

/ -	_ °-122 76-4 -199 г

” “Л1П. Ср-Л1СТ>П- 15,9-8,25“

На цепь передается также сила соударения кулака толкателя
и вагона, вычисляемая по формуле

<526>

где —относительная скорость в начальный период соударение
кулака и вагона; если скорость вагона гваг = 0, то щ = у;

/пх — масса вагонов,

/И!

е

1 ^8°1°° = 15 300 кгс • с2/м;
пц — приведенная масса движущихся частей конвейера-толка-
теля, которую находим из равенства

!л^-т

2	т«	2 *

т2 = /	= 0,122 ^—55 = 40 000 кгс • са/м;

У-	4^1000*

С — приведенная жесткость	цепи	Сг и вагона С2,

ж	^-1^1

^4-С/

Поскольку жесткость вагона значительно больше жесткости
цепи, то приближенно примем

С = Сг.

Жесткость цепи (приближенно)

г ЕЕ 2,1 • 10' . 20 7ЛЛЛ , „ . ,

С] — —	6000	— 7000 кгс/см.

Условно считаем, что нагрузка приложена посредине конвейера,
Т. е. I = 60 м, тогда

г> л 1ООО 1Л-7ЛЛЛ 15 300 . 40 000

Ру —0,1333 у 7000 ! 5 300 + 40 000 — 11/3 кгс.

Максимально возможное усилие в цепи

•$шах Дт + 5д„в + <$д. п + Ру =
= 3970 + 850 -I- 1454 + 1173 = 7 447 кгс.

Минимально возможный запас прочности цепи

"^разр 63000 г .р

ПЙП = 5“ = 144Г = 8’46

§ 14. Расчет ленточного ковшового атеватора

Исходные данные для расчета вертикального ковшового элева-
тора: производительность П = 125тс/ч = 34,7 кгс 'с; высота подъе-
ма Н = 20 м; транспортируемый груз — песок сухой, ур =“
= 1,45 тс/м3.

Для подъема сухого песка, согласно рекомендации проф.
А. О. Спиваковского, может быть принят ленточный элеватор с
расставленными глубокими ковшами с центробежной разгрузкой
(табл. 77).

Скорость движения ленты принимаем о = 1,8 м/с.
- Согласно рекомендации проф. Н. К. Фадеева, для быстроходных
элеваторов с центробежной разгрузкой диаметр барабана

Об < 0,204ц2 = 0,204  1,8* = 0,66 м.	(528)

Принимаем диаметр приводного барабана Ре = 630 мм (прил.
ЬХХХУП). Концевой барабан принимаем такого же диаметра.
Частота вращения барабана

60ц	60  ],8 с. _

”б ~ яРб —3,14 - 0,63 ~ 54,6 МИН ’

Полюсное расстояние

I =	= Л®* . 0,3.	(529)

п* 54,6?	у

б

Поскольку / < гб, то имеет место центробежная разгрузка, что
соответствует ранее заданному условию.

Погонная емкость ковшей

____ П	125		 «л /ч .
а 3,6аТрф	3,6 • 1,8 • 1,45.0,8	10,0 44 ъ

где ф — 0,8 — коэффициент наполнения ковшей (табл. 77);
а — шаг расстановки ковшей, м.

По табл. 79 для = 19 выбираем ковш глубокий емкостью

= 12 л, ширина ковша Вн = 500 мм, шаг расстановки ковшей
а = 630 мм, вылет ковша А — 235 мм, высота ковша й = 255мм
(табл. 80). Ленту назначают шире ковша на 25 ... 150 мм, Для
проектируемого элеватора принимаем ленту шириной В = 650 мм.

Число прокладок

Л<5	630

1 ~ 125 ... 150	125 . ... 150

Принимаем I — 5.

Погонный вес ленты

+ 6Х + б2) - 1,1 . 0,65(1,5 - 5 + 3 + 1,5) -

= 8,6 кгс/м.

Погонный вес ленты с ковшами

= 8-6 + б!бз =37>2 кгс/м»

где 6К = 18 кгс — вес ковша.

Погонный вес ходовой части элеватора (ленты или цепей с ков
юами) приближенно может быть определен по формуле

= кП,

где к — коэффициент, значения которого приведены в табл. 78.

ззз
Ориентировочные данные для выбора типа ковшовых элеваторов

Тип насыпных грузов	Насыпной груз	Тип элеватора	Тил ков- шей	Средний коэфф"" цнэнт за- полнения ковшей	Скорость, м/с		
					лентъ!		цепи
	Угольная пыль	Тихоходный с самотечной свободной разгрузкой	Г	0,85		—	0.6 ... 0,8
Пылевидные, сухие	Цемент, мука фосфорит- ная	Быстроходный с центро- бежной разгрузкой	Г	0,8	1,25	... 1,8	—-
	Пищевые продукты (по- мола зерна)	Быстроходный с центро- бежной самотечной раз- грузкой	м	0.85	1,0	1,4	—
Пылевидные и зернистые влажные, плохо сыпучие	Земля, песок, мел в по- рошке, химикаты	Быстроходный с центро- бежной разгрузкой	М	0.6	1 .	... 2	0,8 ... 2,0
	Пищевое зерно влаж- ностью более 17% и ком- бикорма	То же	Г	0,7 ... 0,8	2,2	... 3,0	—
Зернистые и мелкокуско- вые, малоабразивные	Пищевое зерно влаж- ностью до 17%	Сверх быстроходные	с  центробежной разгрузкой	гж	0,7	3,9 .	... 4,0	—
	Древесные оп ил ки, ще- па, сухая глина в ком- ках, торф фрезерный, мелкий уголь	Быстроходный с центро- бежной разгрузкой	г	0,8	1,25	... 2,0	1.0 ... 1,6
[							1

	!	Шламовая известь	  Тихоходный со свобод- ной самотечной разгруз- кой	Г	0,8 (боковое крепле- ние це- пей)		1	0,4 ...	14
	Те же, силънсабразияные	Гравий, руда, шлаки	Тихоходный с самотечной направленной разгрузкой	0  С	0,8	04	... 0.8	0,4 ...	0,63
		Песок, зола, земля, по- рода	Быстроходный с центро- бежной разгрузкой	г	0,8	1	... 2		
	Средне- и крупнокуско- вые	Каменный уголь	Тихоходный с самотеч- ной направленной раз- грузкой	О с	0,6 ... 0,8		—	0,4 ...	0,63
	Малоабразивные	Кусковой торф	Быстроходный с центро- бежной разгрузкой	г	0,6 ... 0,7		—	0,8 ..	. 1,6
	То же, сильноабразив- ные	Камень, руда, шлаки	Тихоходный с самотеч- ной направленной раз- грузкой	0 с	0,6 ... 0,8		—	0.4 ...	0,63
	Кусковые хрупкие, не допускающие крошения	Древесный уголь, кокс	Тихоходный с самотеч- ной направленной раз- грузкой	О с	0,6 ... 0,8	0,4	... 0,63	0,4 ..	. 0,63
	Примечание. Типы ковшей: Г - глубокий, М- мелкий, ГЖ- жалюзный, О — остроугольный направляющими, С — скругленный с бортовыми направляющими.							с бортовыми	
3 Учения коэффициента к для вертикальных элеваторов

П ро и з но д нтел ь нос ть элеваторов. тс/ч	к для элеваторов		
	ленточных	одноцепных	двух цепных
До 10  10 ... 25  25 ... 50  50 ... 100  Свыше 100	0.60/—  0.50/- 0,45/0.60 0.40/0,55 0.35/0,50	1.1/-  0,8/1.10  0,60/0.85  0,50/0,70  -/—	—>2 1.2/- 1.0/-  0.8/1,1 0.6/0.9 .

Примечание, В числителе дани значения для элеваторов с глубо-
ким и мелким типом ковшей, в знаменателе — с остроугольным.

Таблица 79

Значения погонной емкости ковшей (ГОСТ 2036—66)

Ширина ковша  Вк, мм	Ширина ленты /Э (дли ленточных эле- ваторов), мм	Шаг расставленных ковшей а, мм	Ковши глу- бокие		Ковши мел- кие		Шаг сомкнутых ковшей а, мм	Ковши с бортовыми направ- ляющими			
			1а л	1о/а л/м	й л	к/л л/м		остроуголь- ные		скругленные	
								ха л	1о/а л/м	<0Л	л/м
100  125  160  200  250  320  400  500  650 800  1000	125 150  200  250 300  400 500	200  320  320  400  400  500  500  630  630  800  800	0.2 0,4  0.6  1.3  2.0  4,0  6,3  12  18  32  45	1  1.3 2 3,24 5  8  12.6  19 28,6 40 56,25	0.1 0.2 0,35 0.75 1,4  27 4.2	. ( . ОО ел со — — о о | | [ 1 ^'►ы’оп'оо'н- ОСП  -4 -4 О';	160  200  200  250  320  400  500  630  630	111 €&*•*’«> । ।  О1	4.06  6.5  10  16  24,4  41.2	6.4  14  28  60  118  148	ГО н- 00 00	1	1	1 » г  &»*40 0 35сЛ |	| [

Погонная нагрузка от поднимаемого груза

Л ._ П _	125 тп о

3,6у ~ 3,6 • 1,8	$'3 кгс/м*

Погонная нагрузка на рабочей ветви

*?р = Я* + 7 — 37,2 + 19,3 = 56,5 кгс/м.

Тяговый расчет элеватора выполним методом обхода по контуру*


Характеристика мявшей элеваторов (ГОСТ 2036— (16)

Ковш

Скругленный и
глуёмийГ 4

и





щими С

Скругленный
мелкий М

ОсщщМАЬяыи
сйор/ла1ыми х
ммраыяюща-"

С ми 0



	Внутренние размеры ковшей, мм				Емкости ковша, л (по х—х}
	ширина	вылет А	высота &	радиус I закругли ния /?	
	100	75	80	25	0,2
	125	90	95	30	0.4
	160	105	110	35	0.6
	200	125	135	40	1.3
	250	140	150	45	2,0
	320	175	190	55	4.0
	400	195	210	60	6.3
	500	235	255	75	12
	650	250	275	80	18
	800	285	325	85	32
	1000	310	355	95	45
	100	50	65	25	0.1
	125	65	85	30	0.2
	160	75	100	35	0,35
	200	95	130	40	0,75
	250	120	160	55	1,4
	320	145	190	70	2,7
	400	170	220	85	4^
					с
	160	105	155	—	0,65
	200	125	195	—	1,3
	250	140	195	—	2
	320	165	245		4
	400	225	310	.—	7*8
	500	280	390	—	16,5
	320	165	235	60	6,4
	400	215	305	80	14
	500	270	385	100	28
	650	340	485	125	60
	800	435	615	160	118
	1000	435	615	160	148

При вращении приводного барабана (рис. 152) по часовой стрел-
ке минимальное натяжение 52 будет в точке 2.

Натяжение в точке 3

53 = А'52 + №3 = 1,0852 + 57 Д

где к' = 1,08 — коэффициент увеличения натяжения в ленте с ков
шами при огибании барабана;
Рис. 152. Схема ленточного ковшового элеватора (а) и
диаграмма натяжений в ленте (6)

47, — сопротивление зачерпыванию груза,

Г3 = р3д - 3 - 19,3 = 57,9 кгс;	(532)

р3 — коэффициент зачерпывания, определяемый удельной рабо
той кгс - м/кге, которую затрачивают на зачерпывание
1 кгс груза, При скорости ковшей 1.,Л,25 м/с принимаем
Р» = (1,25...2,5) кгс  м/кге для порошкообразных и мел-
кокусковых и р3 = (2...4) кгс - м/кге для среднекусковых
грузов. Так как скорость движения ковшей 1,8 м/с, при-
нимаем для песка р3 = 3 кгс • м/кге.

Натяжение в точке 4

54 = 5нб = 58 + ^р//^ 1,085.+ 57,9+56,5 *20
- 1,0852 + 1188.

Натяжение в точке 1

8Х = 5сб = 5. + дкН = 5. + 37,2 ♦ 20 - 5. + 744.

Для фрикционного привода с гибкой связью
5нб 5сбв^\
Между лентой и стальным барабаном при влажном воздухе
/ = 0,2. Угол обхвата лентой приводного барабана а =180°;

= 2,710'2'3-14 — 1,87 (прил. ЬХХХ1), тогда

ЗнвС 1,875са,

1,0852+ 1188*5 1,87 (82 +744),

откуда	2^ —257 не-

минимальное натяжение в ленте из условия нормального зачер-
пывания груза должно удовлетворять условию

82 = 8т11, > 5<? = 5 • 19,3 = 96,5 кгс.	(533)

Принимаем 88 = 100 кгс.

При увеличении натяжения в ленте несколько увеличился запас
тяговой способности привода. Натяжение в других точках контура
будет:

8± = 5.. + 744 = 100 + 744 = 844 кгс;

8, = 1,088г + 57,9 = 1,08 • 100 + 57,9 = 166 кгс;

84 = 83 +	= 166 4- 56,5  20 = 1296 кгс.

Затем строим диаграмму натяжений в ленте (рис. 152,6). По мак-
симальному усилию уточняем число прокладок влейте:

Запас прочности ленты принимают как для наклонного конвейера
(табл. 55); ор = 55 кгс/см прокладки для лент с основой из бель-
тинга Б-820 с числом прокладок I — 5, шириной 650 мм кй — 0,85
•— коэффициент, учитывающий ослабление ленты отверстиями под
заклепки.

Ход натяжного барабана для бельтинговой лепты

/„ = 0,02Н = 0,02 • 20 = 0,4 м.	(535)

Усилие натяжения, прикладываемое к концевому барабану,
Р„ = 82 + 8Э = 100 + 166 = 266 кгс.

Тяговое усилие па приводном валу барабана (с учетом усилий,
затрачиваемых на собственное вращение барабана)

Го = 84 - 84 + (А' - 1) (84 + 8г) =

= 1296 — 844 + (1,08 — 1) (1296 + 844) = 623 кгс,

где к' = 1,08 — коэффициент, учитывающий сопротивление враще-
нию приводного барабана.

Расчетная мощность двигателя
«'„к	623 1,8	._ п_ о

^Р ~ 102г]м = 102 • 0,85 “ кВт‘
Установочная мощность двигателя

Л/о = Пу^ = 1,2 • 12,93 = 15,5 кВт,

где пу— коэффициент установочной мощности (запас мощности),
ну= 1,1 ... 1,2.

По каталогу принимаем электродвигатель типа АО2-72-6-.

№ = 22 кВт, п = 970 мин'1 (со = 101,5 рад/с), 0,0508 кгс м • с*.

1,8, ^2= 1,2.

Передаточное число редуктора привода элеватора

п 970

= 5Тб -17,77'

Для непрерывного режима работы по каталогу выбираем редук-
тор ЦДН-40-18,5-1. Схема сборки редуктора I. Передаточное число
ир = 18,5.

Тормозной момент на приводном валу барабана

Л1Т' = к^дН = 1,25 • 19,3  20	= 152 кгс. м. (536)

Тормозной момент на быстроходном валу

152 - 0,85 с о„
—	6,98 кгс-м.

По этому тормозному моменту рассчитывают стопорное устрой-
ство для элеватора (храповое, роликовое и др.).

Проверка двигателя на пуск при подъеме груза. Момент инерции
всех движущихся масс элеватора, приведенный к валу двигателя»

ЛР,п = 64.м + ~- 1,15 0,0988 +

. 133,7•0,315- А |СП	‘ о

+ 18,5- - 0,85 “ 0,1э9 КГС  м  С ,

где /р. м = 0,0508 + 0,048 = 0,0988 кгс  м  с3.

Масса поступательно движущихся частей элеватора и насып-
ного груза

/пк = ку (2дх 4- <?) Н ~ = о,7 (2 • 37,2 + 19,3)^ = 133,7 кгс  с’/м.

Для ленточного элеватора принимаем ку = 0,7.

Статический момент при пуске, приведенный к валу двига-
теля,

М;т. п —

ЩрР __ 623  0,63
2н„г)и ~ 2 • 18.5  0,85 —

12,5 КГС  М.
Средний пусковой момент

Мп.ер« 1,5- 975— = 1,5  975 ~ = 33,2 кгс м.

Продолжительность пуска элеватора

.	4р..,®	0,159.101,5	П7„

=“ зззггтн=°'78 '•

Динамическое максимальное усилие в ленте при пуске (при-
ближенно)

5д.« - Шк 4 Г-6 »1- = 133-5	°’85 = 251 кгс’

где

еда _ Л1п.ср-Л1ст.п = аз,2-игл = 130 рад/(Л

Максимальное усилие в ленте при пуске

5так =•$« + 5Д, „ = 1296 + 251 = 1547 кгс.

Коэффициент перегрузки лепты

, __ 5тдх _ 1547	. . до

” 1296 ’ 1,|УЛ

Момент на быстроходном валу редуктора

Л4тах. р - П +	= 12.5 + °'%;781>5 = 20,31 кгс • м, (537)

где Г = /пР. п — Л. м = 0,159 — 0,0988 = 0,06 кгс • м са.

Коэффициент перегрузки

.	так 20,31	. г-п	/кой!

Сопротивление передвижению при пуске (при отсутствии п[ю-
буксовки)

И7так = Го + 5Д. п = 623 + 251= 874 кге.

В период пуска элеватора натяжение ленты в сбегающей ветви

5^гпйх 874	1ЛЛГ

сб- д —	_ 1 — 1^87— I — кгс-

Начало разгрузки насыпного груза, траекторию его свободного
полета, конфигурацию кожуха и место расположения разгрузочного
патрубка определим приближенно графическим способом* Для эле-
ватора в положении I (рис, 153) вычерчиваем окружность барабана
О - 630 мм и окружность радиусом, разным полюсному расстоянию
Рис. 153. Схема к определению
начала разгрузки материала
(центробежная разгрузка)

/ — 300 мм (в одном и том же масшта-
бе), Для определения начала разгруз-
ки груза в точке А при произвольном
положении ковша примем силу Л/, пер-
пендикулярную к задней стенке ков-
ша» за единицу масштаба; сила Т
(в том же масштабе) составит =
= 0,8). Равнодействующая сил V и
Т пересекает окружность, радиус ко-
торой равен полюсному расстоянию Г
Разгрузка начнется тогда, когда по-
люс будет находиться на вертикали,
проведенной из центра барабана. Для
выполнения этого условия повернем
рисунок относительно центра бара-
бана на угол, чтобы полюс Рт располо-
жился на вертикали (в точке Р); в этом
случае получим положение элеватора
и ковшей (положение II), при котором
начинается разгрузка. Зная точку на-
чала разгрузки Ь и начальную ско-

рость свободного полета частицы и, строим по уравнению у =

—2ё|йсо^р тРаектоРН1° полета частиц груза в системе
координат ХЬУ (гл. VI, § 1). Аналогичные построения траекто-
рий свободного полета частиц груза выполняем Для нескольких
положений ковша на пути его движения от начала до полной
разгрузки. Построив траектории полета, вычерчиваем огибающую
кривую, которая ограничивает поток движения насыпного груза.
Затем находим место установки разгрузочного патрубка, поло-
жение которого определяется углом р, — 30 ... 45°.

§ 15. Расчет цепного ковшового элеватора

Исходные данные- производительность П = 63 тс/ч = 17,5 кгс/с;
высота подъема И = 25 м; транспортируемый груз — каменный
уголь (ур — 0,8 тс/мэ, крупность Птах С Ю0 ММ).

Согласно табл. 77 для подъема средне- и крупиокускового ка-
менного угля принимаем цепной элеватор тихоходный с самотечной
направленной разгрузкой* Тип ковша — скругленный с бортовыми
направляющими (коэффициент наполнения ковшей ф = 0,7). Ско-
рость движения цепи принимаем V = 0,5 м/с* По данным проф.
Н* К- Фадеева, для тихоходных элеваторов с самотечной разгруз-
кой диаметр начальной окружности звездочки

Во > 0,6 V2 = 0,6 • 0,52 = 0,15 м.	(539)

По ГОСТ 592—75 для пластинчатой цепи с шагом I — 200 мм
принимаем звездочку: г = 8, диаметр делительной окружности=
= 522,62 мм (прил. ЕХХХ1Х).

Частота вращения звездочки

60и	60-0,5 1о о

^ЭП -	--- Ч | д Л сбое - 18,3 МИН «

лРд 3,14 • 0,5226

Полюсное расстояние
,	895	895 о

1 " - 2*67 м‘

ЭВ

При самотечной разгрузке должно соблюдаться условие I >
> Гб + Л; в действительности 2,67 = I > Гб + А = 0,531 .

Погонная емкость ковшей
г о	п _____	63	__[- .

[7	3,6 - ОД - 0,8 * 0,7 _ л/м'

По табл. 79 для — = 70 принимаем скругленный ковш ем*
костью 28 л, шаг сомкнутых ковшей а = 400 мм, ширина ковша
Вк = 500 мм. Вылет ковша А = 270 мм, высота ковша 385 мм
(табл. 80). Выбранный ковш проверяем на соответствие наиболь-
шему размеру куска агаах.

Вылет А ковша должен удовлетворять условию

А > ш^тах = 2,5 ‘ 100 = 250 мм;

270 = Л > 250, что допустимо.

Коэффициент т ~ 2...2,5 для рядовых и т — 4...5 для сортиро-
ванных грузов*

В качестве тягового органа принимаем две (ширина ковша боль-
шие 250 мм) пластинчатые втулочно-роликовые цепи с шагом I =
*= 200 мм.

Погонный вес ковшей и цепей (приближенно)

дк — кП — 1,1 • 63 = 69 кге/м*

Значение коэффициента к (табл. 78) принимаем для двухцепного
Элеватора со скругленными ковшами таким же, как и для такого же
элеватора с остроугольными ковшами.Погонная нагрузка от подни-
маемого груза

/7	'63

“ з.бу “ 3,6 • 0,5 КГС/М.

Погонная нагрузка на рабочей ветви

+ Ч == 69 + 35 = 104 кге/м.
Рис. 154, Схема цепного ков того го элеватора (а) и
диаграмма натяжений в цепях (б)

Тяговый расчет. При вращении приводной звездочки по часовой
стрелке (рис. 154) минимальное натяжение в цепях в точке 2, опре-
деляемое из условия нормального зачерпывания груза,
52	= 5 • 35 = 175 кгс.

Натяжение цепей в точке 1

5Х - 5а + Я = 175 + 69 • 25 = 1900 кгс.

Натяжение в точке 3

5Э = Л'52 4- №3 = 1,1  175 4- 140 = 333 кгс.

Коэффициент увеличения натяжения в цепи при огибании звез-
дочки к' = 1,1.

Усилие зачерпывания груза

№э = РзЧ = 4 - 35 = 140 кгс,
где р3 = 4 кгс . м/кгс — для среднекусковых грузов.
Натяжение в точке 4

54 = 53 4- <7р и = 333 + 104 - 25 = 2933 кгс.

Расчетное тяговое усилие в цепях

5Р = 54 4- 5Дин = 2933 + 404 = 3337 кгс,

где 5дИи — динамическое усилие в цепях, приближенно
с	-3462 <0,5*	.П1>ГЛ.

5Днл — 6	— 6 в 404 кгс,
О — вес ходовой части элеватора и насыпного груза (движущих-
ся неравномерно)

С = (сух + Я) Н= (1,5 • 69 + 35) 25 = 3462 кгс;

с — коэффициент уменьшения веса приведенной ходовой части эле-
ватора, с = 1,5.

Расчетное усилие в одной цепи

<*	3337	।	..л

5₽1 = 2йн ~ 2-0,85 = 963 КГС'

где кн — коэффициент неравномерности нагрузки цепей; при двух
цепях к» = 0,85.

Разрывное усилие цепи

5разр = 5р1п = 1963 • 10 = 19630 кгс,

где п — коэффициент запаса прочности цепи, п = 8... 10 — для тя-
говых пластинчатых цепей, п. *= 8...14 —для круглозвен-
ных сварных.

Выбираем цепь тяговую пластинчатую М 224 (ГОСТ 588—74) с
шагом I = 200 мм, с разрывным усилием Рра1р = 22 400 кгс (прил.
ХС).

Тяговое усилие на приводном валу звездочки

Го = 54 — 5, + (к' — 1) (54 + 5л) - 2933 — 1900 +
+ (1,1 — 1) (29.33 + 1900) = 1516 кгс.

Установочная мощность двигателя

1 . 1516 -0.5 о г

Л?о — ЛуЛ^р — пу 102)^ — 1.1 102.0.85	9,6 кВт.

По каталогу выбираем электродвигатель АО2-62-8: № — 10 кВт;

М

п = 725 мин 1 (и = 75,8 рад/с), ,/р = 0,0254 кгс • м  с2, -	=

м

= 1,7,	1,2.

Передаточное число редуктора привода элеватора

	725 ооо

Р =	= Жб2 ~

Для непрерывного режима работы по каталогу выбираем редук-
тор РМ-650-П-Щ (г/р = 40,17, номер схемы сборки — 1, конец ти-
хоходного вала — цилиндрический).

Тормозной момент на приводном валу звездочки

М1 = ктдН~и = 1,25  35 • 25	= 286 кгс  м,

м	X

Тормозной момент на быстроходном валу

286 - 0,85 гп_

Л ’ =	= 40.17 ~ = 6,05 кгс м
Рис. 155. Схема к определе-
нию начала разгрузки мате-
риала (гравитационная раз-
грузка)

Максимальные усилия в цели при
пуске:

5тая “ 5р 4- 5Л п = 3337 + 161 =»
= 3498 кгс;

л \пах _____	3498 ОЛСС

ошах —	~ 2 * 0,85 ~ КГС>

где 5д. п — динамическое усилие при пу-
ске, приближенно

397- 0,5226'73,15*0,85	1Р1

=---------2Т4ОЛ7—~ = 161 кгс;

тк = йу (2^ 4- </) 4 = 0,9 (2 • 69 +

+ 35) — = 397 кгс • с2/м;

йу = 0,9 — коэффициент, учитывающий упругое удлинение цепей;

Л’л.ср —^ет п 19,5—11,6	_0 1С , 2

едв =-------у—------= - 0 )08— = 73,15 рад/с2;

М„. ср = 1,45 • 975 — = 1,45 975^ = 19,5 кгс  м;

П	/ 20

..	№„/Эс	1516 • 0,5226	., г

Л4ст. п — 2и^ — 2.40,17 • 0,85 —	,6 КГС ' М’

„	497 , Л 9Г11Я2

Лр = 67р. м +-?—= 1,2 • 0,0734 + 401^ : 0 85- =0,108 кгс . м • с2;
Мр’1м

4. м = 0,0254 + 0,048 = 0,0734 кгс • м - с2.

Время пуска элеватора

~ м,

<рю

'л. ср ^ст. п

0,108- 75,8 _

19,5— 11,6 ""

1,036 С.

Начало разгрузки насыпного груза, траекторию его свободного
полета и место расположения разгрузочного патрубка определим
графически (гл. VI, § 14), Траектории свободного полета частиц гру-
за строят для нескольких положений ковша на пути его движения от
начала до полной разгрузки (рис. 155). Получив кривые полета,
ограничивающие поток груза, определим место расположения и раз-
меры разгрузочного патрубка.
ГЛАВА VII.

РАСЧЕТЫ ТРАНСПОРТИРУЮЩИХ МАШИН
БЕЗ ГИБКОГО ТЯГОВОГО ОРГАНА

§ 1. Расчет винтового конвейера

Исходные данные винтового конвейера (рис. 156): производи-
тельность 35 тс/ч — 9,72 кгс/с; длина Ь = 20 м; угол наклона Р = \
= 10°, транспортируемый груз — цемент сухой, ур = 1,2 тс/м3.

Для транспортирования цемента принимаем винт со сплошной
поверхностью, однозаходный.

Производительность винтового конвейера

П = 60 /ЛвУрфср,	(540)

где О —диаметр винта, О — 100. ..800 мм;

I — шаг винта, мм;

пв — частота вращения винта, мин-*1;

’р — коэффициент наполнения поперечного сечения желоба;
ср — коэффициент, зависящий от угла наклона конвейера.

Таблица

Рекомендуемая частота вращения винта
пв, мин~*

Диаметр вин- та, ММ	пв. Н11п	лв. так
150	23,6	150
200	23,6	150
250	«3,6	118
300	19.0	118
400	19,0	95
500	19,0	95
600	15,0	75

Шаг винта выбирают в зависимости от свойств транспортируе-
мого груза: I — (0,5.,. 1,0) О; большие значения шага — для легких
материалов.

Для транспортирования цемента, как трудно перемещаемого
груза, принимаем шаг винта / = 0,8 О.

Для предварительного расчета принимаем винт диаметром 600 мм
или в первом приближении определяем по формуле (540) с шагом
I - 0,8  600 = 480 мм (табл. 84),

Таблица 62

Значение расчетных коэффициентов ф, А и и>0

Груз	-Примеры грузов	Расчетные коэффициенты		
		Ф	л	НД,
Легкий и псрбраэив- ный	Зерновые продукты, мука, древесные опилки	0,4	65	
Легкий и малоабра- зивный	Мел, угольная пыль, асбест, торф, сода	0.32	50	1,6
Тяжелый и мал о- абразивный	Соль, кусковой уголь, глина сухая	0,25	45	2,5
Тяжелый, и абразив- ный	Цемент, зола, песок, глина сырая, дробле- ная руда, шлак	0,125	30	4,0

Таблица 83

Значение коэффициента Гр

Угол наклона, °	0	5	10	15	20
Коэффициент	|	1	0,9	0,8	0,7	0,6

Таблица 84

Характеристика винтов

Диаметр, мм	шаг, мм	Диаметр, мм	1113 г, мм
100	80.. Л 00	320	250...320
125	100»Д25	400	320...400
160	125.,.] 69	500	409... 500
200	160...200	650	500...650
250	200...250	800	650...800

Частота вращения впита должна удовлетворять условию

тах.	(541)

Наибольшую частоту вращения винта определяем по эмпириче-
ской формуле

А 30

Лв. гпах = у~ =	= 38,7 мин"1,	(542)

Принимаем пъ = 36 мин’1.

Для цемента значения коэффициентов А = 30 и ф = 0,125 берем
из табл. 82. Результат, полученный по формуле (542), согласуется
с рекомендациями табл. 81.
Для угла наклона конвейера р = 1О°ср = 0,8 (табл. 83),
При принятых параметрах винтовой конвейер обеспечит произ-
водительность

/7 ^6О 3,1^0'6'0,48- 36  1,2.0,125 • 0,8 = 35,2 тс/ч,

таким образом, повторный расчет конвейера не требуется.

Диаметр винта по крупности транспортируемого груза должен
удовлетворять условию:

Д>(10...12)а' — для сортированных и ОХ4.„6)ащах—для
несортированных грузов.

Мощность па валу винта

Уо =	(7.о»0 + Н) =	(20.4+3,48} = 9,55 кВт, (543)

пу = 1,2 — коэффициент запаса;

гл0 — 4 — коэффициент сопротивления движению (табл. 82).

Знаки «плюс» и «минус» — соответственно при подъеме и спуске
груза.

Мощность двигателя

=	кВт.

По каталогу выбираем электродвигатель типа АОП2-61-4;
М = 13 кВт, л =1440 мин'1 (со =151 рад/с); 9Р =

= 0,0102 кгс-м • е*; — = 2,2‘,	= 1,8.

Л1„	Ми

Передаточное число редуктора

Для непрерывного режима работы по каталогу выбираем
редуктор РМ-650-П-1Ц, нр—40,17.

Уточняем число оборотов винта

Крутящий момент на валу винта

Мкр = 975 ~а = 975	= 260 кгс • м.

Действующая на винт осевая сила

= Го (а + р) = 0.225 (й (18°48'+33°) = 909 КГС’ (544>
где г0 — радиус, на котором приложена осевая сила,

гд = (0,7.. .0,8) у = 0,75	= 0,225 м;	(545)

а—угол подъема винтовой линии;

*8“ = + - 2 3 н”й5 “	<546>

а = 18°48';

р — приведенный угол трения перемещаемого груза о поверх-
ность винта. Для цемента 1§ р = / = 0,65, откуда р = 33°,

§ 2. Расчет транспортирующей трубы

Исходные данные для расчета винтовой транспортирующей
трубы: производительность 63 тс/ч = 17,5 кгс/с; длина Ь =
= 100 м; угол наклона 0 = 0°; транспортируемый груз — свин-
цовый агломерат, ур = 2 тс/м3.

Производительность винтовой транспортирующей трубы
л 7")^
/7 = 60 —МтУрф,

где О — внутренний диаметр трубы, принимаем Р = 0,63 м;
I — шаг винтовой линии, 7 = 0,5 О = 0,5  0,63 = 0,315 м; ф =
= 0,2...0,3 — коэффициент наполнения трубы; пт — частота вра-
щения трубы,

Пт = (0,5...0,65)^ = 21,2.^27,5 = 26,7...34,6 мин"1; (547)
1	’ /О /0,63	’

принимаем лг= 30 мин”1;

/7 = 60^-^^ 0,315’30-2-0,2 = 70,7 тс/ч.
4

Таким образом, конвейер обеспечит заданную производитель-
ность. Мощность двигателя

л,	19»! 30 = 70 3 д

975т]и	975 0,85	КИТ>

где А4кр — крутящий момент на оси трубы,

/Икр = Сй + 2Р^^^= И 100-0,1575+2-16 200 х
2 0,05+0,02 12 0,7	,с

X--------------у- = 1941 кгс-м;	(518)

С — вес груза в трубе,

о = 9А= 111-100= 11 100 кгс;

< = ^ = 3^5 = 111 КГС'М; * = ^ = °^ = 0,1575 м/с;
Рис. И>7. Схема транспортирующей
трубы:

/ — труба с винтовыми витками внутри: 2 —
опорный ролик; 3—упорный ролик; 4 — дви-
гатель; 5 — редуктор; 6 — зубчатая пара

д = 30° — половина центрального
ками;

а — расстояние от центра тя-
жести груза до верти-
кали. проходящей через
центр трубы, а 0 ‘<>
0=0,25 0,63=0,1575у;’
Ок — 0,7 м — диаметр кольца
трубы;

Ор — 0,2 м — диаметр ролика;
п О + С?|(

Р =	~ сила Давления

л» ШЬ ГА.

на опорные ролики, кгс;
60 =17000 кгс;

угла между опорными роли-

11 100 + 17000

2 сое 30°

= 16 200 КГС.

Р =

Принимаем: р = 0,05 см; / = 0,02; (I = 0,12 м (диаметр цапфы
опорного ролика). По каталогу выбираем электродвигатель типа
АОП94-4:	*= 75 кВт; п = 1470 мин-1 (и = 154 рад с); 7,, =

= 0,232 кгс-м-с*; ^=1,9; ^ = 2,6.

Общее передаточное число привода

Принимаем редуктор с ир = 15,75 и открытую зубчатую пере-
дачу (рис, 157)

°~ир~ 15,75 ~ д'1

Для непрерывного режима работы по каталогу выбираем ре-
дуктор РМ-750Б-У1-1Ц (ир = 15,75).

§ 3. Расчет приводного роликового конвейера

Рассчитать приводной роликовый конвейер длиной Ь = 25 м,
расположенный под углом р ₽= 5°, для транспортирования штуч-
ных грузов размером I X Ь х й — 5000 X 500x500 мм, весом О =»
= 3000 кгс, поступающих на конвейер с интервалом времени
/ = 22 с (рис. 158).

Производительность конвейера (при поступлении на него гру-
зов с интервалом <)•

п 3600	3600

П =	=164 детали/ч.
Рис. 158. Схема роликового конвейера

Скорость движения груза по

заданного интервала /г = 10,1 м

конвейеру для обеспечения
Шг

между грузами V —	=

164 10,1

3600

= 0,46

м/с*

Число грузов, находящихся на

конвейере,

Ь	25	л л-7

г~й1~ 0.46 22 “ 2,47 шт’

(549)

Принимаем ролики диаметром Р == 219 мм, длиной 1000 мм.
Вес вращающейся части ролика Ср = 110 кгс (после эскизной
проработки)* Диаметр цапфы ролика 100 мм; / = 0,015; р —
= 0,05 см.

Расстояние между роликами

5000 = 1670-• 1250 мм. (550)

Принимаем 1Р = 1200 мм.

Число роликов конвейера

Г 25

Л = — ™	= 20,8; принимаем = 21*

Сопротивление передвижению груза при установившемся дви-
жении по роликовому конвейеру

№уст = (гб + 2,Ор)	+ гС кт 0 = (2,47- 3000 +

+ 21-110)	-12^2 0,05 + 3000 - 2,47 зш 5° = 757 кгс. (551)

Знаки «плюс» и «минус» — соответственно при подъеме и спу-
ске груза.

Расчетная мощность двигателя

м	_ 757 - 0,46	. по п

” 102т]м Ю2  0,85 ~ К^Т'
Установочная мощность

= п,Ыр = 1,2-4,02 = 4,82 кВт.

По каталогу выбираем электродвигатель типа АО2-52-8:
У = 5,5 кВт; п = 725 мин-1 (со = 75,8 рад/с); /Р = 0,028 кгс-м- с2;

^тах __ । у, ^пуск _ , п

м„ ~ 1,г-

Частота вращения роликов
60»	60 0,46 лп ,	.

Пр —	— з(14 0 219 “ МИИ 

Передаточное число приводного механизма

""в=ё"®=18’08'

Расчетная мощность редуктора

= /гр^р = 1,5 • 4,02 = 6,03 кВт

(Ар =1,5 — работа привода с умеренными толчками в течение
24 ч в сутки).

По каталогу принимаем редуктор ЦДН-35-18, 5-1 (ир = 18,5),

Время пуска

. _	7пр0,	0,0794 75,8_ . ..

П “ Ч,. ср - -«ст. п ~ >0-7 ~ 5Л2 “ ’ 4 С’

где Мп ср= 1,45 - 975- = 1,45  975 Ц; = 10,7 кгс • м;
ел п. ср ,	л	1	^5	’

Мст. п = 975	= 975^ = 5,42 кгс - м;

/пр =	4- б/р. м = 7158%0'блГ + *>25 • 0,0387 = 0,0794 кгс-м-с2;

/р. м = 0,028 + 0,0107 = 0,0387 кгс • м  с2;

Ог 3000 2.47 7Г-Г ».

тг — ~	— — 755 кгс • с7м.

Сопротивление передвижению груза в период пуска

И^луск —	4“ ~г~

б1/г1®дв 7Г, . 755 0,449

“^7 =	+ 1.и

1,25 0,11 21 66,5 _ Н50
0,1095 18,5	110У КГС’

(552)

где V —

лР%.ф 3,14 0,219  39,2

= 0,449 м/с;

= тр

60	~	60

|г =	0,099* = 0,11 кгс • м • с*;

В - *'"	~ Л1ст. П 10,7 - 5,42 _ г а

Вдв	0,0794 ЬЬ,о рад/с.
Условия отсутствия пробуксовки при пуске:

СОЗ Напуск,

где Напуск — сопротивление передвижению одного груза в период
пуска,

П7<	117' т ™ , ЬМе;в	306 0,449 , 1,25 0,11 21 139

И7пуск = И уст + ^7 +	Н 0347 Г 0>10д5 18>5

= 771 кгс;	(553)

Ц7;ст = (6 + Орг,) + а 5Ш Р = (3000 + 21 . 110) X

X 0,015' 1° + 2 0,°^ + 3000 кт 5° = 322 кгс. (554)
X I > м

с

Время пуска конвейера

одним грузом

— 9-961. 75,3 = 0 547 с

.	10,7 — 2,25

е 7АРи

П ^п. ср ^ст. л

1	_ Я/ _1_ т1*г _ 1 04 Л ЛЧЯ7 _ 306 03 0953

где 7пр — 67р. м + а — 1,2й • 0,038/4- 18	0,85

“рЧм

= 0,061 кгс  м  с2;

п = 975 — = 975^ = 2,25 кгс • м;
/1	/ /о

₽' — СР~'**ст« п _ 10*7~2’25 _ 1 за пал/с®-

8де ”	7^	—	0,061	” 1сМ рад/с ’

, _	__ 325 0,449 _ б7 в

^“102^ 102 0,85	1,0' КЬТ’

При коэффициенте сцепления роликов с грузом ф = 0,3 по-
лучим

Оф соз 0 = 3000 • 0,3 соз 5° = 897 > 771 = XV

т. е. при пуске роликового конвейера пробуксовка отсутствует.

§ 4.	Расчет качающихся пперциоппых конвейеров

Вариант 1. Рассчитать качающийся конвейер с постоянным
давлением груза на дно желоба для транспортирования горячей
выбитой земли (ур=1,3 тс/м3). Производительность конвейера
77 = 50 тс/ч = 13,9 кгс/с, длина 1 = 40 м, угол наклона 0 — 0,
коэффициент трения груза по желобу в движении / = 0,35.

Для транспортирования горячей выбитой земли принимаем
горизонтальный качающийся конвейер с двухкривошипным при-
водом (рис. 159). Предварительно принимаем радиус ведущего
кривошипа г = 150 мм, частоту вращения ведущего вала (часто-
ту колебаний) п=* 100 мин"1 (рекомендуемые пределы г =
= 100 - 300 мм, п — 50 - - - 100 мин-1). Используя методы
Рис. 159. Схема качающегося конвейера с постоянным давлением груза па
дно желоба:

а — общий гид: б — дву^криилшилиый привод; в — диаграмма скоростей желоба, груза к
ускорения желоба; 1 — желоб; 2 — опорные катки; 3 — маховик; 4 — коленчатый вал; 5 —
тагун; ^—соединительная планка; 7 — кривошип; & — двигатель; 9 — клтпгоремешшя пе-
редача

теории механизмов и машин, строим диаграммы скоростей с'ж
и ускорений желоба за один оборот ведущего вала криво-
шипа, На этом же рисунке строим диаграмму скорости груза пг-

При прямом ходе в период времени когда сила трения
больше или равна силе инерции, груз движется совместно с же-
лобом, т. е. при условии, когда ^^«ж- В период времени
груз скользит относительно желоба вперед с начальной скоро-
стью &а (равной скорости желоба в точке Л), так как сила
инерции груза по абсолютной величине больше сил трения, т* е.
^/1 < «ж- В точке В скорость груза становится равной нулю
и затем меняет направление; в период времени 13 груз движется
назад, проскальзывая относительно желоба, В точке С скорости
груза и желоба выравниваются* В период времени /4 груз дви-
жется назад совместно с желобом. Заштрихованная площадь
АСДА диаграммы (с учетом масштаба) это путь движения груза
за один оборот вала кривошипа, 5 — 0,102 м. Средняя скорость
движения груза по горизонтальному желобу

5м 0,102 - 100 л 17	/

= АП = “ДА  = 0> 1 7 М/С-	<555)

Для эффективного транспортирования высота слоя груза
должна быть в пределах 50 - - * 100 мм. Принимаем йг == 100 мм.
Ширина прямоугольного желоба

о__ П________________50________А КОД м

° “ ЗбШДТ; “ 3600.0.1 0.17-1,3	“•

Принимаем В = 630 мм.

Высота борта прямоугольного желоба

I	юо . оо

Лб = ф =О^5=182 ММ’

где ф— коэффициент заполнения желоба, ф = 0,5...0,6.

Принимаем Ло — 180 мм.

Мощность двигателя вычисляем по приближенной формуле:

М - 0,0014 (0Е< + Сг) = 0,0014 (2200 + 3270) = 7,66 кВт, (556)

где 0г — вес груза, находящегося на конвейере, кгс,

~ г П т 50

(?г — дЬ — А — 3-6 0д7 40 = 3270 кгс;
ср

6К— общий вес движущихся частей конвейера, включая 2/3
веса шатуна и 1/4 веса опорных катков, кгс. Желоб из-
готовляем из листа толщиной 4 мм. После конструкторской
проработки общий вес (приближенно) Ск — 2200 кгс.

По каталогу выбираем электродвигатель асинхронный с ко-
роткозамкнутым ротором серин МТКЕ312-8 А'-8,2 кВт, ПВ —
= 100%, п = 710 мин”1.

Клиноременную передачу проектируем с передаточным чис-
лом

Вариант 2. Рассчитать качающийся инерционный конвейер
с переменным давлением груза на дно желоба для транспорти-
рования свинцового агломерата с ур = 2 тс/м3. Производитель-
ность конвейера П — 63 тс/ч; длина гогчейера Ь — 40 м; угол
его наклона 0 = 0; коэффициент трения груза по желобу в дви-
жении Л =0,35, в покое /=0,71; угол наклона упругих стоек
р1 = 30°. Схема конвейера представлена на рис. 160.

Предварительно принимаем амплитуду колебаний желоба,
равную радиусу кривошипа а — 15 мм, число колебаний желоба
(частота вращения кривошипа) л = 320 мин”1 (рекомендуемые
пределы а = 10...20 мм, п = 300...500 мин”1). Режим работы
конвейера выбирается с такими параметрами, при которых груз
движется вперед при прямом и обратном ходах желоба; при
этом груз не должен отрываться от желоба и сила инерции гру-
за при прямом ходе в период замедления должна быть больше
Рис. 160. Схема качающегося конвейера с переменным давле-
нием груза на дно желоба:

а — общий вид; б — привод; е — диаграмма скоростей желоба, груза
и ускорения желоба; / — желоб; 2 — рама; 5 — рессора; 4 — маховик;

5 — кривошип; 6 — шатун; 7 — клико реме и на я передача; 8 — электро-
двигатель

силы треиия груза о желоб. Такой режим обеспечивается при
соблюдении следующих условий:

^зтр^,	(557)

320г 0,015 . опо с го о
 - дц--з ш 30 = 8,53 < 9,81;

/5гуп

90 'СО5 0Г- /81пр1 ’

3202 0,015 _ |7 .	0,71 9,81	_ 14 А

90	“	> соу 30е	0,71 311130° “

Условия соблюдены. Среднюю скорость движения груза по
горизонтальному желобу приближенно определяют по формуле
тср= 0,21™Л1йР1 = 0,21 • 320 * 0,015 • 0,351^30° = 0,204 м/с.

(559)

Практически скорость движения груза по горизонтальному
желобу составляет 0,15...0,2 м/с.

Принимаем гср = 0,2 м/с.

Ширина прямоугольного желоба

/7	63

& ~ ЗбООй^рУр = 3600  0,1  0,2 2,0 = $>437 М'

Принимаем В = 500 мм.

Высота борта желоба

= "ф = 0^5 = I82 мм-
Мощность приводного двигателя приближенно определяем ио
формуле

(б . 10-*^+ 11 =

= 4. КГ* <63. .40 / .	0,015  3202	\ в 560)

0.851^30^	\°	0,35	Т1/'-ОЛ	1^7

По каталогу принимаем электродвигатель серии МТКЕ312-8 (см,
предыдущий пример),

Клиноременную передачу выбираем с передаточным числом
710 ЭЕС
и эпп 3,55.

§ 5.	Расчет вибрационных конвейеров

Рассчитать двухмассовый уравновешенный вибрационный кон-
вейер для транспортирования свинцового агломерата (ур — 2 тс/м\
максимальная крупность куска атпяк = 100 мм). Производитель-
ность конвейера П = 140 тс/ч = 39 кгс/с, длина 25 м, располо-
жение горизонтальное.

Для транспортирования свинцового агломерата принимаем
двухтрубный уравновешенный вибрационный конвейер (рис, 101)
с эксцентриковым приводом, установленным на нижней трубе.
Трубы шарнирно подвешены к коромыслам, которые установлены

Рис, 161 Двухтрубной уравновешенный ви рационный конвейер:
а — схема общего вида; о — схема при ад Да; # расчет.ая схема
на кронштейнах, прикрепленных к раме. Соединение коромысла
с трубами и с опорным кронштейном осуществляется с помощью
резинометаллических втулок. Кроме того, трубы соединены между
собой пластинчатыми рессорами (или резинометаллическими па-
кетами), имеющими жесткую заделку к ним. Колебательная си-
стема конвейера обладает жесткостью, создаваемой рессорами
и резинометаллическими втулками в опорных узлах коромысел.
Транспортирование груза по трубам позволяет изолировать! его
от окружающей среды. Такие конвейеры с эксцентриковым при-
водом обычно работают в резонансном режиме. Коэффициент
режима работы конвейера принимаем Г = 2 (табл. 85), который
в общем виде [32] записывают так:

Г =	,	(561)

# соз р ’	'	'

где а — амплитуда колебаний трубы, см;

со — угловая скорость эксцентрикового вала, рад/с;

0— угол наклона конвейера, 0 — 0;

0! — угол направления колебаний (угол между коромыслом
и перпендикуляром к трубе), 01 = 2О,..25° при
7^1000 мин-1; 0Х —30.. ,35е при <о< 1000 мин-1, в сред-
нем = 30°.

Таблица 85

Ориентировочные значения коэффициента режима работы Г вибрационных
конвейеров

Конвейеры	Конструктивные особенности	Привод	Коэффициент Г для транспортирования грузов	
			пылсв идпых и порошко- образных	кусковых
Однотрубные (одножелобча- тые)	Легкого и средне- го типов (при < 50 тс/ч) подвес- ной и опорной кон- струкции	Центробеж- ный или электромаг- нитный	ЗД.ДЗ	2,«...3,0
	Тяжелого	типа  (при /7 > 50 тс/ч)		2,0.. .2,5	1,8...2,3
Двухтрубные и однотрубные уравновешен- ные	Легкого и средне- го типов (при П < < 50 тс/ч и 1 <  < 20 м)	Эксцентри- ковый	1,6...2,8	1,5...2,5
	Тяжелого типа (при П > 50 тс/ч и  I > 20 м)		1,3...2,5	1,2...2,0
Таблица 86

Ориентире вечные величины амплитуды и частоты колебаний вибрационных
конвейеров

Привод	Частота, МИН—*	Амплитуда колебаний для грузов, М-М	
		пылевндн ых и порошко- образных	кусковых
Электромагнитный	3000	0,75... 1,2	0,75... 1,0
Электромеханический: центробежный	2800	0,8.,. 1,2	0,8... 1,0
дебалансный	1500	2...3	1,5...2,5
Центробежный направленного действия	1500... 1000	2...4	2...3
Эксцентриковый	800...450	5..Л5	4...8

Согласно рекомендациям (табл. 86) и опыту эксплуатации
экспериментальных виброконвейеров подобного типа принимаем
амплитуду колебаний трубы а=4,0мм. Радиус эксцентрика г =

-4,0 мм. Из формулы (561) вычисляем угловую скорость

„ « 1/= 1Л2 • 9^1 • 1 = дд . п__/с

I а 81п (Зх 1 0,4 з!п 30’	’ Р Д

Частота вращения эксцентрикового вала

Скорость транспортирования груза приближенно может быть
вычислена по формуле [23]

V = (\ +	51п ₽) аю соз р! р 1 —	,	(562)

где кг и к*— опытные коэффициенты, учитывающие физико-ме-
ханические свойства транспортируемых грузов
(табл. 87),	= 0,9;	= 1,5.

Таблица 87

Ориентировочные величины опытных коэффициентов и

(по ВНИИПТмаш)

Насыпной груз	Размер частиц, мм	Влажность, %		А,
Кусковой Зернистый Порошкообразный Пылевидный	5...200  ОД..5 ОД...0,5 менее 0,1	0,5...10  0,5...5  0,8.. ,5	0,9„Л,1 ОД, .1,0 0.4...0.5 0,2.,.0,5	1Д..2,0 1Д..2.5 1 8...3,0 2„.5
Рис, 162. Эксперимен-
тальный график X в за-
висимости от коэффи-
циента режима работы
вибрационного конвейера

Знаки «минус» и «плюс» соответственно
для конвейеров, работающих на подъем
и спуск.

Для горизонтального конвейера

V = к^а) соз 0! (/" 1 —	= 0,9 - 0,0040 х

X 99,1 соз 30° ]/1 — Т- = 0,268 м/с.

Производительность двухтрубного виб-
рационного конвейера

77 = 2  3600Г^Р1|),	(563)

где Г — площадь сечения в свету одной трубы, м2;

ф — коэффициент наполнения трубы, ф = 0,5.. .0,6. Прини-
маем ф = 0,5.

Из формулы (563) внутренний диаметр трубы

а =

1Л П __________ о 1 Л_________________________п Здл м

V 720(Ъ™Трф " V 7200  3,14 - 0,268 - 2 - 0,5

Принимаем трубу с внутренним диаметром = 300 мм и тол-
щиной стенки 6 = 3 мм.

Общая масса колеблющейся части (одной трубы) конвейера

=	_ 850+°^'1814 = 1, И кгс • с’/ен, (564)

где 6т — вес одной трубы с прикрепленными к ней узлами, 0т =
= 850 кгс;

Сг — вес груза, находящегося в одной трубе, 6г = <?Г =
П т 140-25	101 . л,

— 2.3,6ч ~ 2  3,6  0,268 ~ 1814 КГС’

X — опытный коэффициент, учитывающий влияние массы
транспортируемого груза на собственную частоту коле-
баний конвейера и зависящий от режима его работы;
Л определяют по экспериментальному графику (исследо-
вание института ВНИИПТмаш); принимаем -0,15
(рис. 162).

Круговую собственную частоту колебаний, с'1, загруженного
конвейера определяют по формуле

(565)

Для обеспечения резонансного режима работы конвейера не-
обходимо, чтобы
Жесткость упругой системы вибрационного конвейера
С = ты8 = 1,14' 99,1а = 11200 кгс/см,
или

С = С, 4- С2 + С3,	(566)

1

где Сг — жесткость рессор, кгс/см;

Сг — приведенная жесткость больших резинометаллических
шарниров, кгс/см;

С3 — приведенная жесткость малых резинометаллических шар-
ниров, кгс/см;

С2 = О = 40  32 = 1280 кгс/см;

— приведенная жесткость одного большого резинометал-
лического шарнира; по результатам экспериментов

Сд — 40 кгс'см;

п — число больших резинометаллических шарниров, прини-
маем п = 32;

С3 = СдП = 10 • 64 — 640 кгс/см,

Сз—приведенная жесткость одного малого резинометалличе-
ского шарнира, С3 = 10 кгс см;

«х — число малых резинометаллических шарниров, и* — 64;
= С — С2 — С3 = 11200 — 1280 — 640 = 9280 кгс/см.

Жесткость одной рессоры

С. ~ ~	= 36,3 кгс/см,

1	яр 25Ь	’

где пр — количество рессор, лр — 256.

Жесткость рессоры

где Ь == 10 см — ширина рессоры;

/ — 37 см—длина рабочей (свободной) части рессоры;

— коэффициент увеличения рабочей длины рессоры;
по результатам эксперимента ал = 1,05.

Толщина рессоры

6 - /я - 1 • 37	= 0.5 «-

Нормальные напряжения от изгиба в рессоре у заделки

ЗВ6ЛА, _ 3.2 С 103 • 0,5 . 2.0,4.0,68

0 ~ п	дуа

«= 1190 кгс/см2 < )а т] = 1200 кгс/см2, (568)
где А = 2а— размах колебаний, см;

А3 — коэффициент, учитывающий жесткость заделки; по
результатам экспериментов — 0,96 при креплении
рессор с металлическими прокладками между ними;
Л3 = 0,68 — с резиновыми прокладками между рес-
сорами;

— допускаемое напряжение при знакопеременной циК’
личной нагрузке; для рессор из стали 55С2, 60С2
и 60С2Н2А принимают = 1000... 1200 кгс/см2.

При жесткости упругой системы С = 11 200 кгс/см собствен-
ная частота колебаний конвейера



= 114с-

где /ят —масса колеблющейся части конвейера без присоединен-
ной массы транспортируемого груза,

/лт = ||? == 0,866 кгс ' с2/см.

Усилие в шатуне при установившемся (резонансном) режиме
работы конвейера

Рш = ГС (1 - 2* + М? = 0,4 . 11 200 |/ (1 -	+ 0,2* =

= 896 кгс,	(569)

где р0 — суммарный коэффициент сопротивлений, учитывающий
внутреннее трение в упругих элементах, трение в под-
шипниках привода и перемещение груза, ц0 = 0,1—для
стальных упругих связей; р0 = 0,25...0,3 — для резино-
вых связей. Для рассчитываемого случая принимаем щ =
= 0,20.

Усилие в шатуне в начальный период пуска

Рш. я = 0,4  11 200 ]/ф — д$уг + 0.22 = 4570 кгс.

Мощность электродвигателя (типа АОП) с повышенным пус-
ковым моментом определяем по формулам, рекомендуемым инсти-
тутом ВНИИПТмаш. Для конвейеров
длиной	10 м

1о^% Т оЗет, кВт;

длиной	10 м

^«^|10^ + (1-10)4< + ^]кВт, <571>

где Н — высота подъема груза, м;
= 0,85...0,97 — к. п. д. приводного механизма;

к3 и к* — коэффициенты удельной затраты мощности, Вт,
при транспортировании 1 тс груза на длину 1 м
(табл. 88);

ст— коэффициент транспортабельности груза;

ст=1—для зернистых и кусковых грузов (например,
песка, угля, шлака, зерна); ст=1,5...2,0 —
для порошкообразных и пылевидных насыпных
грузов (например, цемента, апатита, огарков).

Таблица 88

Ориентировочные значения коэффициентов к3 и А4

Вибрационный конвейер	Расчетная производи- тельиость конвейера, тс/ч	Коэффициенты	
		Из	
Подвесном одномассовый с центро- бежным приводом	5,0...50 . более 50	6...7  5... 5,5	
Опорный одномассовый с направ- ляющими наклонными стойками — рессорами с центробежным приво- дом	5...50 более Е0	7...10  5...6	5...6  3,5...4
Двухтрубный и однотрубный двух- массовый уравновешенный с экс- центриковым приводом	5.,.50	с жесткими шатунами  • 10... 12	8... 10	
	5,0., *50 более 50	с упругим шатуном  4,5...5	3,5*.,4  4.*.5	З...ЗД	

Мощность электродвигателя

М = щз'Хб*10 * 4’5 -Ь*25 ~ 10) 3’51 = 14’4 кВт'

Одномассовые вибрационные конвейеры рассчитывают анало-
гично двухмассовым; при расчете учитывают колеблющуюся массу
одной трубы (желоба), прикрепленных узлов, присоединенного
транспортируемого груза и вибратора*

Для работы одномассового вибро кон вейера с центробежным
приводом в зарезонансном режиме необходимо, чтобы общая масса
дебалансов

а/п

д

(572)

где гд — расстояние между центром тяжести дебалансон и осью
вращения, см.
§ 6. Расчет гндротранспортпой установки

В гидротраиспортных установках для транспортирования на-
сыппого груза применяют пульпонасосы или шламовые насосы
(рис. 163, а) и водяные насосы (рис* 163, б). При наличии необ-
ходимого уклона применяют самотечные гидротранспортные уста-
новки.

Рассчитать гидравлическую транспортирующую установку при
следующих исходных данных:

транспортируемый груз — антрацит (у = 1500 кгс/м3, круп-
ность ашах^ВО мм); производительность (по твердому материалу)
П — 180 тс/ч = 50 кгс/с или V = 120 м3/ч; протяженность трубо-
провода Ь = 2000 м; высота подачи Н = 15 м. Объемная кон-
центрация гидросмеси 5=0,25 (при транспортировании кусковых
грузов 5 принимают не более 0,2...0,25, а при транспортировании
тонкодисперсных грузов 5 — в пределах от 0,2...0,25 до 0,5).

Производительность транспортной установки:
по гидросмеси

Гг=Х = 1^=480 №/ч;	(573)

по воде

уж = уг _ V = 480 — 120 - 360 м3/ч.

Рис. 163. Схемы гидр стране портных установок:

<2 — с пуль поз засосом (/ —г резервуар для пульпы, 2 — иульпонасос; 5 — водопровод: 4 —<
грохот для водоотделения: 5 резервуар Для воды: б — насос для воды; 7 — пульпопр вод);
б —с водяным насосом (/ — насос для воды; 2 — бункер с питателем; 3 — пульпопровод;

4 — резервуар для пульпы; резервуар для воды)
Плотность гидросмеси (пульпы)

_ УжУж+УУ _ 360 . 1000+ 120 . 1500 == Ш5 8	7 .

I Тп. Гж + 1/	”	360+120	1120 КГС/М. р. И

где уж — 1000 кгс/м3— удельный вес воды.

Проверим, соответствует ли объемная концентрация ранее за-
данной:

ч_ 1125	1000 _п 94	(575^

V -	1500 - 1000 _	'

Предварительно принимаем диаметр трубопровода б/тр —0,28 м,
Критическую скорость (при которой в трубе отсутствуют за-
валы) гидросмеси с кусковыми грузами определяем по формуле

Vкр = п1 //а^тр = 9 КО, 15 • 0,5 • 9,81 * 0,25* 0.28 =
= 2,03 м/с,	(576)

где = 8,5.-.9,5 — опытная константа;

„ 7Г^ТЖ 1500- 1000	.

а =	= —1000— = °’5’	<577)

/— приведенный коэффициент трения о нижнюю стенку трубы
(табл. 89), принимаем / = 0,15.

Таблиц а 89

Значения сбьбщенниго коэффициента. трения /

Материал	/ для насыпных грузов	
	после дробления	окатанных
Казенный уголь Антрацит  Песчаник Известняк   Сланец Гравий Крепкая руда	0,3...0,2 0,15  0,55...0,5  0,45...0,4  0,4...0,35  0,65...0,75	0,25...0,15 0,1  0,5...0,45  0,4...0,35  0,35...0,3  0,4...0,35 0,6

Скорость движения гидросмеси в трубопроводе должна
быть больше критической скорости 1>кр, т. е.

4|/	д 4Я0

Ц1 = ЗбООпа^р = 3600- 3,14 «0,282 = 2,17 м/с >ь-кр = 2,03 м/с. (578)

Диаметр трубопровода должен отвечать условию

йтр > Затах = 3  80 = 240 мм.	(579)

Окончательно принимаем трубопровод </тр = 0,28 м.
Полный расчетный напор

Рр - р'Ь + рв + Ри = 0,0269 - 2000 + 16,9 + 3,77 - 74.5 м, (580)
где р'— удельные потери напора при движении гидросмеси,
р' = й1Ро(1 +д3)=: 1,15-0,0206(1 +0,5-0,25) =

= 0,0268 м вод. ст* на 1 м;	(581)

кк = 1,1 *. Д, 15 — коэффициент, учитывающий степень перемеши-
вания гидросмеси;

Ро — удельные потерн напора при движении чистой
воды со скоростью, равной скорости гидро-
смеси,

0,012 - 2,17» - 1 А пппс	.	._о„

р0 = 5—-	= —0 28.9,81 ' = °’0206 м вод- ст- на 1 м> (а82)

X — коэффициент гидравлических сопротивлений, для гладких
труб Х = 0,012;

Ра — потеря давления гидросмеси на вертикальном участке,

Рв = нву„ =15-1,125= 16,9 м;	(583)

Р„— потеря давления гидросмеси от местных сопротивлений,
рм = (0,05.. .0,10) р'Ь - 0,07  0,0269 - 2000 = 3,77 м. (584)

Мощность приводного двигателя насосов

1,15 - 74.5 - 480.1,125 1ОА п ‘ ,гогч

М = ~з!пГ= " ^6770^-------------- 180 КВТ‘ <585>

где /г3 = 1,15 — коэффициент запаса;

т) — 0,7 — к. и. д. насоса.

При транспортировании тонкодисперсных (с размером частиц
0,15...0,2 мм) грузов критическая скорость

окр = п ]/а^Гр =1,15 /0,5-9,81 - 0,28 = 1,35 м/с, (586)

где п = 1,0... 1,5 — коэффициент, учитывающий влияние степени
перемешивания смеси.

Дальше расчет производят так же, как и при транспортиро-
вании гидросмеси с кусковыми грузами,

§ 7. Расчет пневмотранспортной установки

Вариант 1. Рассчитать пневматическую транспортирующую
установку при 'следующих .исходных данных: транспортируемый
груз— цемент (ур = 2,6 тс/м3); производительность по цементу Пг ==
= 100 тс/ч = 27,8 кгс/с или Иг= 38,5 м3/ч; схема трубопровода
включает горизонтальные участки Лг = 200 м, вертикальный уча-
сток Ни = 18 м, три колена под углом 90° и два двухходовых
затвора. Плотность воздуха тв = 1,2 кгс/м3. Принимаем коэффи-
циент концентрации смеси р = 25. Коэффициент в аспира-
ционных (вентиляционных) системах; значение 1< в систе-
мах с повышенным вакуумом; р, = 8..,25 —для пневмосистем
различного давления в трубопроводе; р — 60... 150 — при транс-
портировании грузов аэрированными потоками.

Производительность пневмоустановки по воздуху

= 1,11 кгс/с,	(587)

з.ор 3,0 - 25	’	'

ИЛИ

Ж = 5ППЗ = °'926 “’/с-	<688>

Производительность пневмо установки (по цементу и воздуху
V = ув + уг = 0,926 - 3600 + 38,5 = 3370 м3/ч.

Для предварительного расчета .принимаем диаметр трубопро-
вода е/тр= 0,18 м.

Критическая скорость движения аэросмесп определяется ио
формуле

Ркр = да	= 0,1 /25 • 2170 * 9,81 • 0,18 = 31 м/с, (589)

где п2 — опытная константа, л2 = 0,1—для пылевидных, легко-
аэрируемых грузов, л3 до 0,25 — для пылевидных, склон-
ных к слеживанию грузов, п2 до 0,3 — для зернистых
грузов, л2 до 0,35—для кусковых грузов, для рассчи-
тываемого примера л<, = 0,1;

ТР — тв 2600—1,2

а == -Цр— = —— =2170 кгс/м3.	(590)

Скорость движения аэросмеси в трубопроводе

Уа ” ЗбООшфр 3600 - ЗД4 - 0,182. ~ 36,7 М/С. (591)

Для нормальной работы установки скорость движения аэро-
смеси в трубопроводе должна быть больше критической ско-
рости, т. е.

36,7= >укр = 31.	(592)

При ^кр > необходимо задаться другим значением диаметра
трубопровода и произвести повторный расчет.

Суммарные потери давления в пневмосистеме

Рс - Ри + Рд + Рв + Р3 = 1,61 + 0,152 + 0,056 + 0,25 =

= 2,07 кгс/см2 (ати),	(593)
Где р„ — потери давления в трубопроводе с эквивалентной дли-
ной Ьпр, учитывающей прямолинейные участки, закруг-
ления и двухходовые затворы,

П П Л . в^тр\ л о. (. , п 1 ос 2170 • 9,18.0,18\

Ри —	[ 1 -4- Нзр “ 0,21 1 -4- 0,1» 25	36 7®	) **

= 1,61 кгс/см8;	(594)

Р, —потери давления в том же трубопроводе при движении чис-
того воздуха (изотермическое течение воздуха при перепадах
давления более 1 кгс/см2),

Р0

1	77п1?Гл.Дпр а ।

И Г^трЮв + *

/1,11?  29,3.290 • 0,015  264	0^,	,

0,0254? • 9,81 • 0,18 • 10й	+ > э	1

= 0,21 кгс/см2,

(595)

П„ = 1,11 кгс/с — расход воздуха;

Я = 29,3 — газовая постоянная;

Т — 290° К — абсолютная температура окружающей среды;

К— коэффициент сопротивления, X = 0,016 — 0,02;
0,015—0,018 и 0,014—0,016 соответственно для
новых и коррозированных труб диаметром йтр =
= 150; 175 и 200 мм; для рассчитываемого при-
мера % = 0,015;

1П|> = Д. + На +	+ 1эз = 200 + 18 4- 30 + 16 = 264 м, (596)

Ьж—длина, эквивалентная коленам, Ьэк = 3 • 10 = 30 м (табл.
90);

Таблица 90

Длины трубопроводов, эквивалентных коленам

Насыпной груз	Значения Ьк, м, при соотношении ~  “тр			
	4	1 6	1 10	20
Пылевидный	4.,.8	5... 10	6...10	8.. ЛО
Зернистый однородный  Мелкокусковой неодно-	—	8...10	12...16	16...20
родный	—	—	28...35	33. ..45
Крупнокусковой неодно- родный	—’ *	—	60...80	70... 90

Примечание. — радиус кривизны; ^тр — внутренний диаметр трубы*

/-аз—длина, эквивалентная двухходовым затворам, 7,ээ = 2-8 =
= 16 м (двухходовой переключатель принимают эквивалент-
ным трубопроводу длиной 8 м (рис. 164);
Рис. 164. Схемы пневмотранспортцых установок:

о— нс л сыплющей (/ — сопло; 2—гибкий трубопровод; 3 — трубопровод; 4 — отделитель*
5 — фильтры; б — вакуум-насос; 7 — шлюзовой затвор); б — нагнетательной (/ — компрес-
сор; 2 воздухосборник; 3 — влагоотделитель; 4 — загрузочное устройство; 5 — трубопро-
вод; 6 “Двухходовой переключатель; 7 — отделитель; Я— фильтры; $ — шлюзовой затвор)

Г— поперечное сечение трубопровода, м2,

Г. л^р 3,14-0,18а	п мал 2

г = —= —г-т-2— = 0,0254 м2;
4	4

Рк = 1,05 кгс/см2 — давление в конце трубопровода;

пэ = 0,1...0,075 — опытная константа;

Рд — динамические потери давления (на разгон
груза),

2

1 ЗЯ 7а	1

Рд- г|т.(1+Мда-2^1 1.2(1 +0,7.25)^.=

= 0,152 кгс/см2,	(597)

[5 = 0,35...0,85 — показатель относительной скорости движения
частиц, 0 = 0,6...0,85—для пылевидных грузов;
Рв— потери давления в коротких вертикальных тру-
бопроводах,

Р„ = (1 + р)ув/7в10~‘ = (1 + 25) 1,2 • 18^ = 0,056 кгс/см2. (598)

Потери давления в загрузочном устройстве Р3 эквивалентны
длине отрезка, имеющего закругление на 90°. В питателях без
дозирующего устройства они равны 0,2...0,3 кгс/см2. Принимаем
Р3 = 0,25 кгс/см2. , х

Расход воздуха на выходе из воздуходувной машины

Уо. в = (1,1... 1,15) Ув = 1,15-0,926= 1,0б4м3/с.	(599)

Мощность двигателя воздуходувной машины

1,1-11219.1.064	/клт

^ = ~105Г= - 102.-0^-----------171,6 кВт, (600)

где к = 1,1 — коэффициент запаса;

Лм— работа воздуходувной машины, отнесенная к Гм3
засасываемого воздуха при изотермическом сжатии,

Лм = 23030 1ё = 23030 18	= 11219 кгс • м/м3;	(601)

т| — к* п. д. воздуходувной машины;

Ро == 1 кгс/см2 — атмосферное давление;

== 3#07 кгс/см2 — конечное давление сжатия.

Вариант 2. Рассчитать пневмотранспортную установку по ис-
ходным данным предыдущей задачи для транспортирования це-
мента в плотной фазе с концентрацией смеси р = 60.

Производительность ппевмоустановки по воздуху

гт	лас\	г

= х-х- = о г- -ёк = 0,462 кгс/с,

3,6р	3,6 - 60	'	1

или

~ з.'бртв = 3,6 • 60 . 1,2 = 0,385 м3/с.

Производительность пневмоустановки по цементу и воздуху

V = Уг + V, = 38,5 + 0,385  3600 = 1425 м8/ч.

Задаемся диаметром трубопровода </тр = 0,15 м.

Суммарные потери давления в пневмосистеме

Рс= Р„ + Рд + Рв + Р3 = 2,53 + 0,110 + 0,132 + 0,127 =

= 2,90 кгс/см2 (ати),	(602)

где	Р = I	_]_ р= _ 1 —

гда	11	\	7^тр10* к

I /0,462? . 29,3.290  1,07 • 264	. . 2	. _

Г 0,0176? • 9,31 - 0,15 • Ю3 + П1“	1

= 2,53 кгс/см2 (ати),	(603)
А,! —коэффициент сопротивления аэросмеси,	= Ауа = 0,015  71 =

= 1,07;

уа — плотность аэросмеси,

Та =

УвТв + Мг 1390 • 1,2 + 38,5 • 2600

V,, + Иг	1390 + 38,5

= 71 кгс/м*;

р =	! = 3,14 ‘ 0,152 = 0,0176 ы8;

4	4

Рк = 1,1 кгс/см2—давление в конце трубопровода.

Динамические потери давления

Рд = 4Тв(1 + = ЙБ1 112(1 + 017'60) 15» =

= 0,110 кгс/см2,	(604)

где V^^ — скорость движения аэросмеси в конце трубопровода,
„ -	-	4 • 1425' 1	— = 90 4 м/с

* “ збоорХр “ 3600'1,1 * 3,14 ’01152	’ '

Потерн давления в коротких вертикальных трубопроводах

Рв = (1 + р) тЛв 10’1 = (I + 60) 1,2 • 18	= 0,132 кгс/см2. (605)

Потери давления в загрузочном устройстве и в подводящих
каналах

Р3 0,05Р|( = 0,05 - 2,53 = 0,127 кгс/см2. (606)

Скорость воздушного потока в начале трубопровода пл долж-
на быть больше эффективной скорости 1Ьф (табл. 91):

5,75 = гн > гЭф й 5,5 м/с,

4ЕР0	4 • 1425 « 1	, 7Г ,

где пн =--------= прпп опп эм	75 м/с

3600Рмл4р	3600 • 3’90'3‘14 • °Л5?

Рм “ Рс + Р

Табласа 91

Параметры м/с, и р для аэрированных потоков

Материал (плотность, кг/мл)	Основные фракции, мк	ГорнзоЕ1Талы1Ые трубы		Вертикальные трубы	
		"эф			и-
Уголь (1300)	0...250	4,5	100	1,5.. ,2,0	до 300
Глинозем (1800)	0...100	4,5	90	1,5	до 200
Вокситы (2600)	О..ЛОО	5,0	120	2,0	до 200
Цемент (2600)	0...83	ДО 5,5	150	До 3,0	до 600
Фосфаты (2500)	0^.250	до 7,5	100	3,0	300
Зола (1300)	0.-.250	4.5	150	1.5	450
Мука (1200)	0...250	4,5	100	2,0	300
Расход воздуха на выходе из воздуходувной машины
Уо.в = (1,1...1,15)7в= 1,15- 0,385 = 0,442 м3/с.

Мощность двигателя воздуходувной машины
кА^о.в 1,1-13800.0,442 оо п

М = ~КйГ =-------Ю2 • ОХ ~ = 88 КВТ’

А„ = 23 030 1е = 23 030 ^0 = 13 600 кгс • м/м3.
ГЛАВА VIII.

РАСЧЕТ ЭКОНОМИЧЕСКОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ
ПРИМЕНЕНИЯ ПОДЪЕМИО-ТРАНСПОРГНЫХ МАШИН

§ 1. Методические указания

При производстве погрузочно-разгрузочных и подъемно транс-
портных работ для одних и тех же условий могут быть приме-
нены различные типы подъемно-транспортных машин. Однако
необходимо выбрать наиболее экономичную новую технику для
конкретного случая. Для этого выполняют технико-экономиче-
ские расчеты по определению экономической эффективности при-
менения одной из ПТМ, результаты которых сравнивают с по-
казателями работы другой однотипной машины, принятой за ба-
зовый образец.

В качестве базового образца па стадии проектирования слу-
жат лучшие имеющиеся отечественные и зарубежные образцы
техники; при замене устаревшей техники базовым образцом яв-
ляется заменяемая техника, а при установке новой подъемной
или транспортирующей машины на новом рабочем месте-—луч-
шая техника, работающая в аналогичных условиях.

Расчеты производят для оптимальных технических условий
при прогрессивном уровне организации производства.

Основным показателем экономической эффективности приме-
нения новой техники при сравнении с базовым образцом является
минимум приведенных затрат Л3 в расчете на годовой объем
перерабатываемого груза. Приведенные затраты, руб., — есть сумма
капитальных вложений в расчете на год и годовых эксплуата-
ционных затрат:

Л3 = С + ЕК>	(607)

где Е = у-— нормативный коэффициент эффективности капиталь-
ных вложений, равный обратной величине срока
окупаемости Т образца новой техники;

К— капитальные вложения, руб.;

С — годовые эксплуатационные затраты, руб.

Капитальные вложения учитывают следующие затраты:
стоимость комплекта нового оборудования;

стоимость строительства (переоборудования) производственных
зданий и сооружений, необходимых для ввода в эксплуатацию
4ЮВОЙ техники, и строительства вспомогательных устройств:
подъездных путей, погрузочных площадок, навесов, галерей и др,;
' стоимость монтажа и доставки оборудования на производст-
венный участок.

Стоимость выпускаемой подъемно-транспортной машины, руб.,
определяется по ценам действующих прейскурантов или прибли-
женно по весу машины, пользуясь формулой:

Д = Й (Омк^мк “Ь “Ь Скг^кг “к ОпСп),	(608)

где А/ — оптово-отпускная цена, руб.;

Смк вес металлоконструкций;

См — вес механического оборудования;

Онг — вес контргруза (для грузоподъемных
машин);

<?п—вес покупных изделий (электродвига-
телей, аппаратуры, типовых редукто-
ров, канатов, кабелей);

смк; см, Скг, — себестоимость единицы веса соответст-
венно металлоконструкций, механиз-
мов, контргрузов н покупных изделии;

Смсм, СкгСкг, 6псп — стоимость соответственно металлокон-
струкций, механизмов, контргрузов
и покупных изделий; к = 1,15... 1,2 —
коэффициент, учитывающий средний
процент плановой прибыли.

Данные для подстановки в формулу берут не по опытному
образцу, а по второму году серийного производства проектируе-
мой машины.

Затраты па строительство зданий и сооружений определяют
по укрупненным показателям оценочной стоимости зданий и со-
оружений, На доставку оборудования от завода-изготовителя на
предприятие затраты можно принимать в размере 7% его стои-
мости.

Специальным сметным расчетом или по действующим норма-
тивам определяют затраты на монтаж и демонтаж; табл. 92, 93
составлены на основании утвержденных расценок на монтаж
оборудования, помещенных в сборниках [30, 34].

Амортизационные отчисления. Затраты, руб., на амортиза-
ционные отчисления определяют по формуле

л ^(ао/Уо + ^с)^,	(609)

где По и Пс — первоначальная стоимость внедряемых средств
механизации и связанных с ними строительных
сооружений;

о0 и ас — нормы ежегодных амортизационных отчислений
для По и Пс в процентах (табл. 94).

Величина ежегодных амортизационных отчислений зависит от
долговечности машины (оборудования) и среднегодовых затрат
на капитальный ремонт.
Расценки на монтаж кранов

Наименопакнс оборудования	Стоимость монтажа на 1 тс веса, руб.	Затраты на 1 тс веса, руб., на		Затраты труда на I тс веся, чел.-ч
		основную заработную плату	материальные ресурсы	
Мостовые электриче- ские краны с одним и двумя крюками грузо- подъемностью 5, 10 12,5; 15/3 и 20/5 тс несом в тс до:  7,7	105	43,6	16,6	94
10,0	82,2	34,4	12,8	74
13,6	64,4	27,1	9,92	58
16,0	57,4	24,6	8,25	52
49,0	49,3	20,9	7,39	45
23,5	42,3	18,1	6,17	39
27,5	37,0	15.9	5,25	34
32,0	32,3	14,0	4,46	30
38,0	28,2	12,3	3,78	26
40,0	26,1	11,5	3,42	24
45,5	24,7	10,9	3,15	23
5К5	22,8	10.1	2,88	2(
58,0	20,5	9.1	2,52	19
65,0	18,7	8,32	2,34	17
92,0	17,4	7,85	2,03	16
108,0	15,7	7,19	1,71	15
(90,0	14,5	6,62	0.9	14
327,0	13,7	6,16	0,8	13

Годовые эксплуатационные затраты, руб., определяют по фор-
муле

С — Л ~Г “Ь “Ь с9 Снм И- Спр,	(610)

где С3 — годовой фонд заработной платы (с начислениями) основ-
ных и вспомогательных рабочих, обслуживающих ма-
шину;

Ср — годовые затраты на средний и текущий ремонты, про-
филактические осмотры;

Сэ — стоимость энергии в год:

Свм — годовые затраты на вспомогательные материалы;

Спр — прочие затраты, связанные с особенностью местных
условий и свойствами грузов*

Заработную плату, руб., определяют, исходя из численности
рабочих для обслуживания машины в соответствии с действую-
щими нормами, разрядами и тарифными ставками (рабочие, не-
посредственно управляющие машинами, относятся к группе
Расценки на монтаж ленточных конвейеров с шириной ленты
# = 1000 мм (на 1 конвейер)

Длина кои- лейера, м	Вес» тс	Оптовые цены обо- рудования, РУб.	Сто нм есть монтажа, руб.	Затраты, руб., на		
				заработную плату		материальные ресурсы
				ссновную	гю эксплуа- тации машин	
	Конвейеры ленточные желобчатые горизонтальные					
10	4,8	1957	676	214	7,38	53,75
15	5,5	2300	743	233	8	59,05
20	6,3	2643	808	253	8,61	64,35
25	Л1	3069	884	274	9,25	75,73
30	7,8	3406	948	293	9,86	80,83
35	8,4	3744	1009	311	10,48	86,13
40	9,1	4081	1076	330	11,09	91,43
45	11,8	5448	1223	378	12,74	130,12
50	12,6	5804	1287	398	13,35	133,92
60	14,1	6519	1418	436	14,66	144,92
70	15,6	7233	1542	476	15,06	154,62
80	17,1	7947	1674	516	16,36	164,32
90	23	9976	1889	585	18,75	191,22
100	24,5	10737	2023	625	20,05	201,92
120	27,6	12 259	2272	695	22,45	221,82
140	30,7	13782	2532	768	24,75	241,72
160	35,6	16 224	2856	872	27,19	282,47
180	38.7	17 744	3109	944	29,59	303.37
200	41,8	19 265	3350	1015	31,89	323,27
	Конвейеры ленточные желобчатые				наклонпые	
10	6,3	2613	702	226	7,6	54,94
15	7,05	3001	769	245	8,22	60,24
20	7.8	3389	734	265	8,83	65,54
25	10,63	4659	880	276	9,31	70,01
30	11,38	5039	945	294	9да	75,71
35	12,13	5420	1005	313	10,54	81,01
40	12,88	5800	1073	331	11,15	86,31
45	14,2	7133	1193	359	11,81	108,45
50	14,96	7550	1258	379	12,42	112,25
60	16,47	8385	1389	416	13,73	123,25
70	18	9119	1513	457	15,13	132,95
80	19,52	10 053	1645	497	16,43	142,65
90	26,9	14 176	1881	589	19,37	170,5
100	28.4	15015	2015	628	20,67	181,2
120	31,5	16 692	2264	699	23,07	201,1
140	34,5	18 369	2517	771	25,37	221
160	39,15	20 579	2843	872	27^1	261,64
180	42,25	22 254	3096	945	30,21	282,54
200	45,35	23 929	3337	1016	32,61	302,44
Нормы амортизационных отчислений, %

НаЕшеЕюванис оборудования	Общая норма амортизацпен- ных отчиеле- ееий в процен- тах от балансовой стоимости	В том числе	
		па капи- тальный ремонт	На полное воеСтэнсп- ЛСЕ1ИС
Крапы башенные грузоподъемностью до	16,0	4,0	12,0
Краны башенные грузоподъемностью свыше 2 тс	12,0	4,0	8,0
Юзаны козловые грузоподъемностью до 15 тс	16,0	8,0	8,0
Краны козловые грузоподъемностью свыше 15 тс	12,0	6,0	6,0
Крапы гусеничные, железнодорожные и портально-стреловые	12,0	6,0	6,0
Краны мостовЕх-е	8.8	4,0	4,8
Краны пневмоколеспые грузоподъем- ностью до 6,3 тс	18,2	7,0	11,2
Краны пневмоколссные	грузоподъем-  ностью свыше 6,3 тс	12,5	4,0	8,5
Краны кабельные и мачтово-стреловые	12,0	4,0	8,0
Плавучие краны и перегружатели дизель- ные и дизель-электрнческие	5,0	1,2	3,8
Краны переносные	20,0	8,0	12,0
Подъемники	19,7	6,0	13,7
Конвейеры скребковые и пластинчатые	21.6	12,0	9,6
Конвейеры ленточные передвижные	20,0	4,0	16,0
Конвейеры ленточные сборно-разборные	18,0	6,0	12,0
Конвейеры винтовые и ковшовые	28,0	16,0	12,0
Эскалаторы	7,7	6,0	1,7

основных рабочих; к группе вспомогательных рабочих относятся
грузчики, стропальщики и другие рабочие):

С3 =	(611)

где Ад — коэффициент, учитывающий доплаты к основной зара-
ботной плате, определяется для каждой отрасли про-
мышленности с учетом районных коэффициентов к за-
работной плате;

—коэффициент, учитывающий начисления на заработную
плату;

г —продолжительность смены, ч;

псн — количество рабочих смен в году;

Ст — средняя часовая тарифная ставка рабочего по обслужи-
ванию средств механизации при штате т рабочих.

Затраты на средний и текущий ремонты, профилактиче-
ские осмотры являются расходами на содержание оборудования
в работоспособном состоянии. Они включают в себя стоимость
всех сидов ремонтов (кроме капитального) и профилактических
осмотров. Здесь учитываются расходы на материалы и заменяе-
мые детали, на заработную плату с начислениями.

Годовые затраты, руб., на ремонт подъемно-транспортного
оборудования определяют с учетом действительного числа часов
работы данной машины:

Ср = ^ГГ0Д,	(612)

1 кап

где Сое — стоимость содержания оборудования в работоспособном
состоянии в течение периода эксплуатации между ка-
питальными ремонтами;

Ткап —число часов работы машины между капитальными ре-
монтами;

Ггод — фактическое число часов работы машины в течение
года.

Стоимость расхода электроэнергии, руб., определяют, исходя
из двухставочных тарифов на электроэнергию для промышленных
предприятий по формуле:

Сэ = ^л/зТсм^зЛсм +	»	(613)

где ТУ — суммарная мощность установленных двигателей, кВт;
а1— тариф за 1 кВт-ч расходуемой энергии, принимаемый
по табл. 93;

/а — коэффициент, учитывающий неодновременность работы
электродвигателей;

7\м = 2/1—чистое время работы машины в смену, ч;

2 — продолжительность смены, ч;

/д — коэффициент, учитывающий продолжительность ра-
боты двигателей в смену;

/з — коэффициент загрузки двигателей по мощности;

Лем — количество рабочих смен в году;

а2 — годовой тариф за 1 кВА установленной мощности,
принимаемый по табл. 95;

соз <р — коэффициент мощности.

Затраты на вспомогательные материалы (смазочные масла,
обтирочные материалы, консистентные смазки, керосин и др.)
при точных расчетах определяются в соответствии с нормами
расхода материалов и их стоимостью. При ориентировочных
расчетах стоимость смазочных и обтирочных материалов, расхо-
дуемых в рабочую смену, для машин с двигателями внутреннего
сгорания принимают в зависимости от расходов на топливо. Для
самоходных стреловых кранов с дизельным двигателем стоимость
обтирочных и смазочных материалов составляет 30% стоимости
топлива, при карбюраторном двигателе— 15% стоимости топлша.

Стоимость смазочных и обтирочных материалов для электри-
ческих башенных и портально-стреловых, а также мачтово-стре-


Тарифы на потребляемую электроэнергию

Эне рго снабжающая организация	Двухставочные тарифы дли промышленных предприятие 1	
	ссновная пл; та за 1 кВА с Л-чачлваемой мощности в гид, руб.	дополнительная плата за 10 кВт-ч на стороне вторичного напряжения, кои.
Тулаэнсрго	22,00	8,0
Ростовэнерго	22,00	8,0
Кузбассэнерго	18,60	4,2
Пермъэнерго	17 ДО	6,8
Челябэнерго	17,90	6,8
Комиэнерго	27,60	14,9
Донбасса нер го	12,80	7,0
Львовэнерго	22,00	8,0
Карагандаэнерго	26,60	6,4

|лоных кранов грузоподъемностью до 10 тс можно принимать
в размере 0,5 коп. на 1 кВт-ч расходуемой электроэнергии; для
мачтово-стреловых кранов грузоподъемностью свыше 10 тс и ка-
бельных кранов—0,4 коп, на 1 кВт-ч; для ленточных конвейе-
ров— 0,4 коп. на 1 кВт-ч,

К затратам, связанным с особыми условиями эксплуатации.
относятся: затраты из-за потери груза вследствие распыления,
снижения качества, боя, вызываемых несовершенством рабочего
органа подъемно-транспортной машины характеру груза или упа-
ковки; затраты, связанные с повторным подъемом просыпанного
груза, и др.

Заключение. На основании изложенного вычисляют приведен-
ные затраты по формуле (607) для применяемой в данных усло-
виях машины и для принятого базового образца машины.
I Экономически эффективным является вариант с наименьшими
приведенными затратами на один и тот же годовой объем пере-
рабатываемого груза.

§ 2.	Расчет экономической эффективности
применения мостового крана
в цехе машиностроительного завода

Исходные данные: грузоподъемность крана 12,5 тс; длина
пролета 16,5 м; максимальная высота подъема 13,5 м; скорость
подъема крюка 0,15 м/с; скорость передвижения тележки 0,6 м/с,
скорость передвижения крана 1,2 м/с; режим работы средний
(/7В = 25%); вес крана 23 тс. Установленная мощность электро-
двигателей 29,2 кВт. Мостовой кран обслуживает цех длиной
100 м.

Капитальные вложения. Капитальные вложения, связанные
с внедрением мостового крана, включают расходы из приобрете-
ние— /<д, стоимость доставки крана в цех со склада завода-
изготовителя и его монтажа — /См, стоимость строитель но-монтаж-
ных работ, связанных с вводом крана в эксплуатацию на данном
объекте, — /<с (строительства металлической или железобетонной
эстакады и других сооружений, если это требуется),

В соответствии с табл. 96 стоимость крана грузоподъемностью
15 тс при пролете 16,5 м и весе 25 тс составляет 8320 руб.
В нашем случае стоимость мостового крана можно определить
из выражения

Ко = Ко тр- = 8320 § = 7650 руб.,

где /<о и О' — стоимость и вес крана грузоподъемностью 15 тс
(ближайшего по грузоподъемности к рассчиты-
ваемому нами крану).

Таблица 96

Оптовая цена мостовых кранов грузоподъемностью 10 и 15 тс

Кран	Гру зо- поДъем- нссть. тс	Про- лет, м	Вос при  25%, кгс	Оптовая цена 1 шт., руб+	
				крана	и том чис- ле комп- лекта элск- трэобору- допапня
Мостовой электрический общего назначения	<г= ю	13,5  16,5  19,5	19 500  21 000  24 000	б 100 6400 7240	1100  1120  1340
	(?= 15	13,5  16,5  19,5	22 000  25 000  28 000	7910  8320  8900	1060  1070  1250

В приведенной таблице указаны цены для кранов средних
(ЯВ = 25%) режимов работы. Стоимость кранов тяжелых (ПВ ~
= 40%) режимов работы грузоподъемностью 5 тс выше на 10%,
а кранов грузоподъемностью от 10 до 50 тс — выше на 15%;
стоимость кранов легких (ПВ = 15%) режимов работы прирав-
нивается к стоимости кранов средних режимов работы.

Стоимость монтажа и доставки крана определяют по табл. 92:
/<м = 42,3 * 23 = 973 руб.

В нашем случае дополнительные строительно-монтажные
работы для ввода крана в эксплуатацию не производятся. Однако
при монтаже следует учитывать, что в объем поставки мостовых
кранов не входят и обеспечиваются заказчиком следующие мате-
риалы и изделия; рельсы и их крепления для подкрановых путей,
троллен или гибкий кабель, расположенный вдоль путей, сма-
эочпыс материалы для заливки редукторов и смазки механизмов,
приспособления и подъемные средства для монтажа, инструмент
для монтажа. Запасные части на мостовой кран также постав-
ляются за отдельную плату.

Амортизационные отчисления. Нормы амортизационных отчис-
лений установлены в процентах от балансовой стоимости основ-
ных фондов. Амортизационные отчисления для финансирования
капитального ремонта являются целевым фондом и находятся
в распоряжении предприятия или организации,

В соответствии с табл, 94 амортизационные отчисления в на-
шем случае равны

Л 8,8(7650-1- 973)	х

А =	10(0---= 7о9 руб‘

Заработная плата. В смену на кране работают два человека:
машинист и стропальщик. В соответствии с единым тарифно-ква-
лификационным справочником работ и профессий рабочих управ-
ление мостовым краном, оснащенным различными грузозахватными
приспособлениями, грузоподъемностью от 10 до 25 тс при вы-
полнении погрузочно-разгрузочных работ средней сложности
осуществляется машинистом IV разряда. Стропальщик имеет III
разряд.

Для оплаты труда механизаторов на погрузочно-разгрузочных
работах установлены следующие часовые тарифные ставки:

Для сделыциков

Разряд  Ставка, коп.	I 32,0	11  36,2	ш  41,3	IV  47,4	V 55,0	VI  64,0
	Для	повременщиков				
Разряд	1	и	111	IV	V	VI
Ставка коп.	27,5	31,1	35,5	40,7	47,3	55,0

Основная заработная плата в смену трудящихся, занятых на
обслуживании крана,

С3. о = (Ст. ы - Ст. с) 7р = (47,4	41,3) 7 = 6,21 руб.

Величина заработной платы в смену обслуживающего персо-
нала с учетом доплат к основной заработной плате (йл=1,25)
и начислении на нее (&н = 1,08)

Сэ.с = Ад*нСэ.о= 1,25’ 1,08 • 6,21-8,38 руб,

Расходы на зарплату в год при трехсменной работе

С3 = 8,38 • 300 • 3 = 7542 руб.

Затраты, на средний и текущий ремонты, профилактиче-
ские осмотры. Указанные затраты планируются в соответст-
вии с нормативами межремонтных сроков, продолжительности и
трудоемкости ремонта оборудования, эксплуатируемого в данной
отрасли. В основе разработанных нормативов лежит планово-пре-
дупредительиая система ремонта оборудования, предназначенная
для поддержания машин в работоспособном состоянии.

Для укрупненных расчетов пользуются типовым положением
«Единая система планово-предупредительного ремонта технологи-
ческого оборудования машиностроительных предприятий». Вычис-
ляют трудоемкость ремонтов в человеко-часах (кроме капиталь-
ного) и определяют годовые затраты на средний и текущий
ремонты, профилактические осмотры с учетом стоимости приоб-
ретения запасных частей и ремонтных материалов.

В нашем случае эти затраты составляют Ср = 750 руб. в год.
Расчеты выполнены аналогично расчетам по определению затрат
па текущие ремонты и профилактические осмотры ленточных
конвейеров, помещенным в следующем параграфе.

Стоимость расхода энергии, потребляемой электродвигателями
механизмов мостового крана, рассчитывают по формуле (613)

Сэ = А/	4" соДП ) =

4	'Ь'м1 □> И 1 /

« 29,2(0,007  0,6 • 5,95 • 0,9 • 900 +	= 1031 руб. в год,

где У -= 29,2 кВт; = 0,007 руб; Тсм - 7 - 0,85 = 5,95 ч;
^3 = 0,9; «см = 300  3 + 900 смен; сой ф = 0,85; а2=12,8 руб.,

Затраты, на вспомогательные материалы (смазочные и обтн
рочные) для мостового крана принимаем в размере 0,004 руб, на
1 кВт-ч потребляемой энергии, тогда

Св. и = 0,004А\ = 0,00 4-84 437 = 338 руб. в год,

где ЛГЧ = М27\м^Псм = 29,2 * 0,6 - 5,95-0,9*900=84 437 кВт-ч/год.

Приведенные затраты на годовой объем перерабатываемого
мостовым краном груза определяют по формуле (607)

Спр - С + ЕК = А + С3 + Ср + Сэ + Св. « + 0,1 (7650 + 973) =>
= 759 + 7542 + 750 + 1031 + 338 + 862 = 11 282 руб.

Чтобы установить эффективность принятой схемы механизации
с применением мостового крана, необходимо определить анало-
гичным способом приведенные затраты на тот же объем перера-
батываемого груза для другого типа подъемно-транспортного
оборудования, могущего работать в аналогичных условиях. Наи-
лучшей считается та схема механизации, которая обеспечивает
минимум приведенных затрат Спр-

При сравнении можно сопоставлять однотипные крапы; один
с ручным управлением механизмов, а другой с полуавтоматичс-
схим или автоматическим; при применении башенных кранов со-
поставляют краны различных конструкции; при производстве
погрузочно-разгрузочных работ козловой кран можно сопоставить
с мостовым краном.

§ 3.	Расчет экономической эффективности
применения ленточного коввейера

Исходные данные: производительность ленточного конвейера
1000 тс/ч при транспортировании насыпного груза (ур — 1,4те м3);
длина конвейера 300 м: конвейер горизонтальный (с наклонным
участком длиной 50 м под углом 18е); вес конвейера 57 тс; ско-
рость движения ленты 2,75 м/с; ширина ленты В =1000 мм.
Установленная мощность двигателей уУ = 150 кВт. Конвейер
смонтирован в закрытом неотапливаемом помещении (галерее).

Капитальные вложения. В табл. 93 указана оптовая цена
конвейеров длиной до 200 м. Пользуясь таблицей, можно с до-
статочной точностью определить оптовую цену горизонтального
конвейера длиной 300 м по формуле

Якои = %	300.0,9 = 26 000 руб.,

где Цгоо = 19265 руб. —оптовая цепа горизонтального конвейера,
а Ь его длина;

Ц — длина рассчитываемого горизонтального
конвейера;

к = 0,9 —коэффициент, учитывающий уменьшение
стоимости 1 пог. м конвейера длиной
300 м.

Стоимость 1 пог. м средней части горизонтального конвейера
ц ____________^=оо—4 180	19265 — 17 744 _-

Чп.». г = 200- 180-------20------Р*0'

Стоимость 1 пог. м средней части наклонного конвейера
п _ ^«оо — Ямо _ 23 925 — 22 254 _

Цп.м.н - 200—150 —	20	-00,00 руб.

В нашем случае, согласно исходным данным, длина наклон-
ного участка конвейера равна 50 м.

Следовательно, оптовая цена конвейера с наклонным участком
несколько больше стоимости горизонтального конвейера длиной
300 м:

Ц ~ ЦК + (83,55 — 76) 50 = 26 000 + 378 = 26 378 руб.

Стоимость монтажа конвейера в соответствии с табл. 93 н с
учетом того, что длина монтируемого конвейера 300 м (стоимость
монтажа средней части горизонтального и наклонного конвейеров
примерно одинакова), составляет

= 3350?“ = 5025 руб.

Стоимость доставки конвейера от завода-изготовителя на
место установки составляет примерно 7% его стоимости:

= 0,07 • 26 378 = 1846 руб.

Стоимость строительства 1 км наземной холодной галереи
(табл. 97) составляет 118500 руб. Для конвейера длиной 300 м
стоимость галереи Дгал = 0,3 • 118500 = 35550 руб.

Таблица Р7

Стоимость 1 км строительства конвейерной линии, тыс- руб.

Наим е нс ванне объекта	Стоимость, тыс. руб., при ширине ленты конвейера, мм							
	ленточного к ле нточно-канатного				ленточного			
	800	ООО	1000	1200	1400	1600	1800	2000
Г алереи: наземные холодные наземные теплые надземные холодные надземные теплые Эстакады Грунтовал дорога	118,5  186,5  174,0  272,0  73,5  6,0	118,5  186,5 174,0 272,0  73,5 6,0	118,5 186,5  174,0 272,0  73,5 6,0	118,5  185,5  174,0  272,0  73,5  6,0	118,5  186.5  174,0  272,0 73,5  6,0	145,5 197,5  326,0  381,0  119,0  6,0	145,5  197,5  326,0  381,0  119,0  6,0	145,5  197.5  326,0  381,0.  119,0  6.0

Сумма капитальных вложений при внедрении в производство
ленточного конвейера равна

К = 26 378 + 5025 + 1846 + 35 550 = 68 800 руб.

Амортизационные отчисления. Сумму амортизационных от-
числений определяют по формуле (609)

А = (а0/70 + ас/7с) ~ = (18 • 33 249 + 3,5 • 35 550)	= 7230 руб.,

где а0 — 18%—общая норма амортизационных отчислений для
ленточного конвейера (его балансовая стоимость
Ло = 26 378 + 5025 + 1846 = 33 249 руб);

йс = 3,5%—общая норма амортизационных отчислений для
наземной холодной галереи.
Заработная плата (с начислениями) рабочих [33}, обслужи-
вающих конвейеры, в соответствии с табл, 98, составляет

Са = 0,ЗС3. г -= 0,3 • 6700 = 2010 руб.,

где С3.г —6700 руб, — годовые затраты на содержание 1 км кон-
вейерной линии по зарплате.

Таблица РЙ

Затраты на содержание конвейерной линии, тыс. руб. в год.

Наимелсланде расход; в на 1 км конвейерной липин	Затраты при ширине ленты конвейера, мм							
	ленточного и ленточно-канатного				ленточного			
	800	900	юоо	1200	1400	1600	1500	2000
Зарплата обслужи- вающего персонала Содержание галерей и эстакад, включая амортизационные от- числения:	6,7	6,7	6,7	7,1	7,1	7,1	7,1	7.1
галереи наземные холодные	5,9	5,9	5,9	5,9	5,9	7,3	7,3	7,3
галереи наземные теплые	9.3	9,3	9.3	9,3	9,3	9,9	9,9	9,9
галереи надземные холодные	8,7	8,7	8,7	8,7	8,7	16,3	16,3	16,3
галереи надземные теплые  эстакады	13,6  4,8	13,6  4,8	13,6  4,8	13,6  4,8	13,6  4,8	17,7  7,8	17,7  7,8	17,7  7,8

Затраты на средний и текущий ремонты, техническое об-
служивание. В соответствии с табл, 99 структура ремонтного
цикла следующая:

К^ТО — ТО—ТО-ТО—ТО—Т^ТО^ТО^ТО —
— ТО—ТО — Тг — ТО — ТО — ТО-ТО — ТО—Ть —
— ТО — ТО — ТО — ТО — то — к.

Отсюда суммарная трудоемкость ремонтов приводных и на-
тяжных станций

Тлр = Гр0но + Т^п, + Гр2п2 = 30  20 + 60 • 2 + 110 - 1 =

= 830 чел, ’Ч,

где Тро, ТР1, ТР2 — трудоемкости текущего осмотра ТО и текущих

ремонтов 7\ и Т2 соответственно, чсл.-ч;
г0,	— количество текущих осмотров ТО и текущих

ремонтов 7\ и Т8 в одном цикле соответст-
венно.

Таблица 99

Нормативы межремонтных сроков и трудоемкости ремонтов
ленточных конвейеров

Нанменовдппе оборудования	Межремонтные сроки, машино-час					Трудоемкость ремонте в, чсл.»ч				
	капиталь- ный ремонт	текущие ремонты			текущий осмотр	капиталь- ный ремонт	текущие ремонты			текущий осмотр
		Г.	т> 1	1			г,	1 г« 1	т.	
Приводные и натяж- ные станции ленточ- ных конвейеров мощ- ностью, кВт:  30 ♦ • . 50  50 ... 75  75 ... 100  100 ... 160  160 .. . 280	7920  7920  7920  7920  7920	3960	3960  3960  3960  3960  1980	1980  1980  1980  1980  990	330  330  330  330  330	220  300  350  430  500	200	50 75  90 НО 125	28  40  50  60  70	010 710 4^
Ленты конвейерные шириной, мм 1000 . .. 1400 1600 .. . 2000  2000 .* . 2500		Ремонт и замена по мере износа				70  100 чел.*ч в год на  100 м длины кон- вейера  140				
Роликоопоры и ме- таллоконструкции		Ремонт и замена по мере износа				25 чел.*ч в год на 1 тс веса (вес роликоопор и мета л л о ко нстру кций принимается в размере 40% веса конвейера)				

Принимаем число рабочих дней в году Р = ЗСО, количество
семичасовых смен работы оборудования в сутки 2=3. В этом
случае с учетом коэффициента использования машинного времени
ки — 0,7 годовую трудоемкость ремонтов ленточного конвейера
определяют по формуле

Г_ ^пр^см^н2 । т1 1 Т
р2------------- -Г * рл ТГ 1 рр —

1 кап

= 83° 	' 7 + 2 Ю + 570 = 1242 чел.-ч,

где	Гр.д —210 чел.-ч— трудоемкость ремонта конвейерной

ленты;


Гр. р = 25 • 0,4 * 57 = 570 чел, -ч — трудоемкость ремонта ролико-
опор и металлоконструкций.

Часовые тарифные ставки для рабочих, занятых на строитель-
стве, а также на ремонтно-строительных работах» при семичасо-
вом рабочем дне следующие:

Разряд	I	II	II1	IV	V	VI

Стоимость, коп.	32	37	42,5	48,8	56,2	64

При производстве ремонта выполняются слесарные работы V,
IV и III разрядов. Стоимость I чел. • ч составляет 0,492 руб.

Примерное распределение трудоемкости ремонта ленточного
конвейера по видам работ: слесарные составляют 60%, электро-
ремонтные—20%, станочные—8%, прочие 12%. Стоимость
1 чел - ч электроремонтных работ составляет 0,53 руб.» а ста-
ночных — 0,457 руб.

Заработная плата ремонтных рабочих в год с учетом коэффициента
доплат к прямой зарплате Ад= 1,35 и коэффициента начислений
на заработную плату йн=1,09

Сэр = 1,35* 1,09- 0,492 - 0,72- 1242+ 1,35  1,09 • 0,53 - 0,2 X

X 1242 + 1,35- 1,09-0,457 - 0,08- 1242 = 908 руб.

Фактические годовые затраты на все виды ремонтов, кроме
капитального, можно с достаточной точностью определить, счи-
тая, что заработная плата составляет третью часть стоимости
ремонтов, т. е.

Ср = ЗСЭР = 3 - 908 = 2724 руб.

По формуле (613) определяем стоимость расхода энергии

С, = /V (а^Т^По, +	= 150 (0,007 • 1 • 5,95 • 0,9 • 900 4-

С-ОЗ С|1

+ 5Й) = 7319 РУ6-

Здесь 7 =« 150 кВт, 1% I, Тск = 7 • 0,85 = 5,95 ч, соз <р =
«= 0,85.

Затраты на вспомогательные материалы принимаются в размере
0,004 руб. на 1 кВт  ч потребляемой энергии:

Св. м = 0,004'7. = 0,004 • 722 925 = 2892 руб.,

где .V, = МвТсм13псн = 150 • 1 . 5,96 • 0,9 • 300  3 --- 722925 кВт х
X ч/год.

15 8-22®

44»
I

I

I

I

I

I

I

I

1

I

I

I

I

I

I

I

I

I

I

I

I

Приведенные затраты [Спр на годовой объем транспортируе-
мого ленточным конвейером груза определяют по формуле (607)

Спр = Л + СзЧ- Ср + Сэ 4- Св.« + Сг +	= 7230 + 2010 +

+ 2724 + 7319 + 2892 + 526 + 0,2 • 68800 = 36 461 руб.,

где Т ~ 5 лет; Сг = 5900  0,3 — 3,5 • 35 550	= 526 руб. — го-

довые расходы на содержание галереи (табл. 98).

На основании выполненных технико-экономических расчетов
устанавливают экономическую целесообразность применения в дан-
ных условиях ленточного конвейера по сравнению с другими
типами конвейеров. Вариант схемы механизации признается эко-
номически эффективным с наименьшими приведенными затратами.
ПРИЛОЖЕНИЯ

Приложение I

Канаты стальные (ГОСТ 7665—69)

Канат двойной свивки типа ЛК-3
конструкции 6X25 (1 + 6; 6 + 12) + 1 о. с.

Диаметр, мм				Рас чет- ная пло- щадь сечении всех прово- лок. мм2	Расчет- ный вес 1000 и емззан - пего каната, кгс	Маркировочная группа по временному сопро- тивлению разрыву, кге/мм1					
кана- та	проволоки										
	цент раль- НОЙ	в  СЛОЯХ	запол-  нения			120	140	160	170	180	200
	6 Щ 0- волок	108 проко- лем	36 про- вило к			Расч	1етное р<	лзрывнее не м	усилие гепее	каната.	кгс.
8.1	0,55	0,50 ;	0.20	23,76	234,0	—	—	3230	3430	3535	3860
9.7	0,65	0,60	0,24	34,14	336,5	*-*	—	4640	4930	5080	5545
II.&	0*75	0,70	0,30	46,75	460,5	—	5560	6356	6750	6960	7595
13.0	0,85	0,80	0,34	60,96	600,5	—	7250	8290	8805	9075	9905
14,5	0,95	0,90	0.38	77,04	759,0	—	9165	10450	11100	11450	12500
16.0	1,05	1.00	0.40	94,54	931,5	—	Л 200	12850	13650	14050	15350
17,5	1,15	1,10	0,45	114,68	1130,0	——	13600	1 &550	16550	17050	18600
19.5	1*30	1.20	0,50	137.18	1355,0	—	16300	18650	19800	20400	22250
21,0	1,40	1.30	0,55	1.61,13	1590,0	—	19150	21900	23250	23950	20150
22,5	1,50	1,40	0,60	187,03	1845,0	—	22250	25400	27000	278 50	30350
24,0	1,60	1.50	0,65	211,86	2120,0	—	25550	29Е00	31000	32000	34900
25,5	1,70	1,60	0,70	214,61	2410,0	—	29100	33250	35300	36400	39700
27,5	1,89	1,70	0,75	276,31	2725.0	—	32850	37550	39900	41150	44900
29,0	1,90	1,80	0,30	309,93	3055,0	1	36850	42100	44750	46150	50350
32,0	2.10	2.00	0 .85	380,49	3750.0	—	45250	51700	54950	56650	61М
35,5 .	2,30	2,20	0,95	460,98	4541,0	47000	54850	62650	66600	68650	74850
38,5	2,50	2,40	1.00	546,30	5365,0	&5700	65000	74250	78900	81350	88750
42.0	2,80	2,60	1,10	644.54	6350,0	65700	76650	67650	93100	96060	104500
45,0	3,00	2,80	1,20	748,13	7370,0	76300	89000	101500	108000	111000	121560
45.5	3,20	3,00	1.30	859,44	8466,0	87650	102000	116500	124000	128000	139500
Диаметр, мм					Расчетная площадь сечения всех про- волок, ммг	Рас четный вес 1000 м смазанного каната, кгс	Маркировочная группа по временному сопротивлению разрыву, кгс/нм1							
каната	проволоки													
	цент-  раль- ной	1-го слоя (внут- ренне- го)	2-го слоя (наружного)											
							120	НО	100	170	180	200	520	240
	6 про- волок	3	6 проволок					Расчетное разрывное усилие каната.				кгс, не меяес		
4,1	0,30	0,28	0,22	0,30	6,55	64,1	—-	—	.—	 	1000	1110	1190	1275
4,8	0,34	0,32	0,26	0,33	8,61	84,2	—		—	—	1315	1420	1535	-—
5,1	0,36	0,34	0,28	0,36	9,76	95,5	—	—	*—	-—	1490	1615	1740	
5,6	0,40	0,38	0,30	0,40	11,90	116,5		—	—	—	1820	1965	2125	*—
6,9	0,50	0,45	0,38	0,50	18,05	176,6	—	—	2450	2605	2685	2930	—	
8,3	0,60	0,55	0,45	0,60	26,15	256,0	—	—™	3555	3775	3895	4245	—	
9,1	0.65	0,60	0,50	0,65	31,18	305,0	—	—	4235	4505	4640	5065	—	—-

9,9	0,70	0,65	0,55	0,70	36,66	358,6		-X-	4985	5295	5455	5955	—	—
11,0	0,80	0.75	0,60	0,80	47,19	461,6	—	—	6415	6815 ।	7025	7665	—	—
12,9	0,85	0.80	0,65	0,85	53,87	527,0	——	—	7325	7780	8020	8750	—	—
13,0	0,90	0,85	0,70	0,90	61,00	596.6	—	7255	8295	8810	9085	9910	—	—
14,0	1,00	0.95	0,75	1,00	74,40	728,0	-—’	8850	1010П	10750	11050	12050		
15,0	1,10	1,00	0,80	1,10	86,28	844,0	*—	10250	Ш(Ю	12450	12850	14000	—	—
16,5	1,20	1,10	0,90	1,20	104,62	1025,0	и—	12400	14200	15100	15500	16950	—	"—*
18,0	1,30	1,20	1,00	1,30	124,73	1220,0	—	14800	16950	18000	18550	20250	—	—
19,5	1,40	1,30	1,05	1,40	143,61	1405,0	—	17050	19500	20750	21350	23300	—	—
21,0	1,50	1,40	1,15	1,50	167,03	1635,0	—	19850	22700	24100	24850	27100	—	—*
22,5	1,60	1,50	1,20	1,60	188.78	1850,0	—	22450	25650	27250	28100	30650		'—*
24,0	1,70	1,60	1,30	1,70	215,49	2110,0	—	25600	29300 ‘	31100	32050	35000	—	—*
25,5	1,80	1,70	1,40	1,80	244.00	2390,0		29000	33150	35250	36300	39650	—	—
28,0	2,00	1.90	1,50	2,00	297.63	^911,0	—.	35400	40450	43000	44300	48350	—	—
30,5	2,20	2,10	1.60	2,20	356,72	3490,0	—	42400	48500	51500	53100	57950	—	—
32,0	2,30	2,20	1.70	2,30	393,06	3845,0	—	46Ж0	53450	56750	58500	63850	—	—
33,5	2,40	2,30	1,80	2,40	431,18	4220,0		51300	58600	62300	64200	70050	—	—
37,0	2,60	2.50	2,00	2,60	512,79	45016,0	—	61000	69700	74050	76350	83350	—	—
39,5	2,80	2,60	2,20	2,80	586,59	5740,0	59800	69800	79750	84750	87350	95300	'—	
42.0	3,00	2,80	2,30	3,00	668,12	6535,0	68100	79500	90850	96690	99500	108500	—	—
44,5	3,20	3,00	2,40	3,20	755,11	7385,0	77С00	89850	102500	106000	110000		—	—
47,5	3,40	3,20	2,60	3,40	861,98	8431,0	87900	102500	117000	121000	126000	—	““	—
51,0	3,60	3,40	2,80	3,60	976,03	9546,0	99550	116000	132500	137000	142500	—-	—	
56,0	4,00	3,80	3,00	4,00	1190.53	11650,0	121000	141500	161500	167000	174000	—	“	
Канаты стальные (ГОСТ 7668—69)

Канат двойной свивки типа ЛК-РО конструкции 6 у 36 (1	7 + 7/7 + 14) + 1 О- с*

Диаметр, мм						Расчетная , площадь сечения всех про- волок, мм1	Р асчет 1ый вес 1000 м смазанного каната, кгс	Маркировочная группа по времен нему сопротивлению разрыву, в кге/мм3						
каната	проволоки													
	цент- раль- ной	1-го  слоя	2-го слоя		3-го слоя (наруж- ного)									
								120	140	160	170	160	200	220
	6 про- волок	42 проволоки			М про- волокн				Расчетное разрывное усилие			каната, кгс, не менее		
6,3	0,38	0,28	0,28	0,20	0,36	15,72	155,5	—	—	—	—	2315	2490	2675
6.7	0,40	0,30	0,30	0,22	0,38	17,81	176,0	—	'—	—	-—	2625	2820	3035
8,1	оло	0,36	0,36	0,28	0,45	25,67	253,5	—	—	—	—	3785	4070	4375
9,7	0.60	0,45	0,45	0,34	0,55	38,82	383 5	“*	—	5090	5410	5725	6155	—
11,5	0,70	0,50	0,50	0,40 ,	0,65	51,95	513.0	•—		6815	7240	7665	8235	*—-
13,5  1	0,80	0(60	0,60	0,45	0.75	70.55	696,5	—	—	9255	9830	10400	11150	—

15.0	0,90	1  0.65	0.65	0.50	0.85	87,60	865 0	—	“*	11450	12200	12900	13850	—
165	1,00	075	075	0.55	0.90	105,24	1040.0	—	—	13800	14650	15500	16650	<**
18.0	1,10	0,80	0,80	0,60	1,00	125,77	1245 0	—	—	16500	17500	17950	19450	—
20,0	1,20	0.90	0,90	0.65	1.10	153,98	1520.0	—	—-	20200	21450	21950	23850	—
22.0	1.30	1,00	1,00	0,70	1.20	185.10	1830,0	-—'	21200	24250	25800	26400	28650	—
23,5	1.40	1,05	1.05	0,80	1.30	214,57	2120.0	—	24600	28150	29900	30600	33250	—
25.5	Ц00	1,15	1.15	0,35 .	1,40	252.45 	2495.0		28950	33100	35150	36000	39100	—
27,0	1,70	1,20	1.20	0.90	1.50	283.78	2800,0	—	32500	37200	39550	40500	43950	—
29,0	1 80	1,30	ъзо	0.95	1,60	325,42	3215,0	—'	37350	42650	45350	46400	50400	
31,0	1,90	1.40	1,40 :	1,00	170	369,97	3655.0	-—'	42450	48500	51550	52800	57300	—"
33,0	2.00	1,50	1,50	1.10	1.80	420,96	4155.0	—	48300	55200	58650	60050	65200	—
' 34.5	2.10	1.55	1.55	1,15	1.90	461.07	4551,0	—	52900	60150	64250	65800	71450	—
36.5	2,20	1,60	1.60	1.20	2,00	503,08	4965.0	—	57750	66000	70100	71800	77950	—
39.5	2.40	1 80	1.80	1.30	2,20	615,95	6080,0	—	70700	80800	85850	87900	95450	—
42.0	2,60	1,90	1,90	1.40	2,30	683,67	6750.0	—	78450	89650	95300	97550	105500	—
46.5	2,80	2,10	2,10	1,50	2,60	848,08	8370.0	—	97350	111000	118000	121000	131000	
50,5	3.00	2,30	2,30	1,70	2,80	1003,97	9910.0	—	115000	170500	139500	143000	155500	—
53,5	3.20	2,40	2,40	1.80	3,00	1128,90	11150.0	—	129500	148000	157000	161000	174500	—
58 5	3.60	2,60	2,60	2,00	3.20	1314.55	13000.0	—-	150500	172000	177000	183000	—	—'
60,5	3,70	270	2.70	2,05	3.40	1446,74	14250.0	142000	166000	189500	195500	201500	—	—-
63.0	3.80	2.80	3.80	2.20	3.60	1599,96	15800.0	157000	183500	209500	215500	223000 .	—	—
Канаты стальные (ГОСТ 7679—69)

Канат двойной свивки типа ТЛК-0 конструкции 6 х 31 (1 4- 6 4- 12	12) + 1о. с

Диаметр, мм					Расчетная площадь сечения всех про- волок мм1	Расчетный вес 1000 м с маланнего каната, кгс	Маркировочная группа по временному сопротивлению разрыву, кгс/м мя					
каната	проволоки											
	цент- ральной	1-го слоя (внутрен- него)	2-го слоя	3-го слоя (наруж- ного)			120	МО	160	170	180	200
	6 про- волок	36 про- волок	72 проволок»				Расчетное разрывное усилие каната,				кгс,, не менее	
8.0 1	0.34	0,32	0,32	0,50	23,36	225,0		—	—	—.	3475	3795
8.9	0.38	0.36	0,36	0.55	28,78	277.0	—	—	3910	4155	4285	4675
10,0	0/5	0,40	0.40	0,60	34.88	335,6	—	—	4740	5035	5195	5665
11.5	0.50	0,45	0.45	0.70	46,05	443.0	—	—	6260	6650	6855	7480
12,5	0.55	0.50	0.50	0.75	54.44	524.0	—		7400	7865	8105	8845
13.5	0.50 '	0,55	0,55	0.85	68,2!	656 5	—™	—	9275	9855	10150	11050
15.0	0.55	0.60	0.60	0.95	83,55  1	804.0	—		11350	12050	12400	13550

16.0	0.70	0,65	0,65	1.00	94.69	911.0	—	—	12850	13650	14100	15350
17,5	0.75	0.70	0.70	1.10	112.6,3	1085.0	—	134П0	15300	16250	16750	18300
18,5	0.80	0.75	0.75	1,15	125.51	1210.0	—	14900	17050	18100	18650	20350
19.5	0.85	0,80	0.80	1 20	139.12	1340.0 .	—	16550	18900	20100	20700	22600
21,0	0.90	0.85	0,85	1.30	160.67	1546,0	—	19100	21850	23200	23900	26100
22,5	0.95	0.90	0.90	1,40	183.70	1746,0	—	21800	24950	26500	27250	29850
26.0	1.10	1,05	1,05	1.60	243,98	2350.0	—	29000	33150	35250	36300	39600
28.5	1,20	1.15	1.15	1,80	302,18	29100	—	35950	4 1050	43650	45000	49100
30.0	1.30	1,20	1.20	1,90	334,25	3216,0	—	39750	45150	48250	49750	54300
32,5	1,40	1,30	1.30	2,00	378.77	3645.0	—	451*50	51500	54700	56400	61550
35.0	1,50	1.40	1/0	2,20	450,55	4335,0	—	53600	6 1250	65100	67000	73200
37.5	1.60	1,50	1,50	2.30	502,06	4830,0	-	59700	68250	72500	74750	81550
40.0	1,70	1,60	1.60	2,50	584,19	5620.0	—	69500	79400	84400	87000	91900
(41.0)	1,75	1.65	1.65	2.55	61307	5825.0	—	72950	83350	88550	91000	101000
42.0	180	1,70	1,70	2,60	64266	6185.0	—	76450	87400	92850	95700	104000
45,0	1.90	1.80	1.80	2,80	735,17	7075,0	.—	87750	99950	106000	109500	119000
47.5	2 00	1.90	1.90	3.00	834.00	8025.0	—	90200	113000	120500	124000	135500
50.5	2.10	2,00	2,00	3 20	939,12	9035.0	95750	111500	Г27500	132000	137000	—
54.5	2.30	2,20	2,20	3.40	1089,17	10500,0	111000	129500	148000	153000	159000	—
57.5	2 40	2,30	2,30	3.60	1208.74	11660,0	123000	143500	164000	170000	176500	—
60.0	2.50	2,40	2/0	3,80	1334,58	12850.0	136000	158500	181500	187300	195000	’—

Примечания: 1. Диаметр каната, указанный в скобках, не рекомендуется применять во вновь разрабатываемых
конструкциях, 2. Канаты, разрывное усилие которых указано справа от жирном линии, изготовляются только из светлой
проволоки. 3. Изготовление канатов с временным сопротивлением разрыву 170 кге/мм2 допускается только по соглаше-
нию сторон.
Диаметр каната, мм	Размеры, мм								
	« 1	в 1		1 '	1 ' 1			1 г.	1 6
От II до 14	8	28	40	2Й	16	3	3	19	4
Си. 14 до 18	10	34	50	28	20	3	3,5	23	6
» 18 » 23	12,5	45	65	36	25	4	5,5	30	8
» 23 » 28,5	15,5	55	80	45	30	6	7	35	10
» 28.5» 35	19,5	67	95	55	36	7,5	8,5	44	12
» 35 » 43,5	24,5	85	120	70	50	9	11	56	12
Диаметры канатов, мм	Размеры, мм										
	П	Ох		/ст	а.	^1		4*	</*	число реОер	5
					50	90	140	250	70	4	
От 11 ДО 14	400	444	40	70	60	ПО	160	260	60	6	10
					70	125	170	265	60	6	
					50	90	140	275	100	4	
	450	494	40	70	60	1 10	160	285	90	6	12
					70	125	170	290	90	6	
					60	ПО	160	220	60		
	320	376	50	70	70	125	170	225	50	6	
					80	140	190	235	50		10
					60	110	160	265	80	4	
	400	456	50	70	70	125	170	270	70	6	
					80	140	190	280	70	6	
					60	ПО	160	290	90		
					70	125	170	295	90	4	
Св. 14 до 18	450	506	50	70	80	140	190	305	80	г  Л	12
					90	160	220	320	70	О	
				70	70	125	170	320	90		
					80	140	190	330	90		
	500	556	50	80	90	160	220	345	80	6	
					100	180	240	350	80		14
•	560	616	50	80  90	80  90  100	140  160  180	19  220  240	350  365  375	110  110  100	6	
				-А'	110	200 '	270	390	90		
о *	Раз												
л Й  &			Ь										
Номер тонки к	О	5	Тип А	Тип Б	А	А1	4	Ьг	а	<*1		к	
I  2	20  22	14  16	65  70	80  90	26  28	9	12  13	8	15	12	М12	18  21	
3	25	18	75	100	31	10	15		18	15	М14	24	
4  5	30  32	22  24	85  90	НО  120	35  38	12	18  20	9	20	17	М16	26  28	
6  7	36  40	26  X	105  120	130  140	42  48	15	22  24	10	25	20	М20	32  36	
8	45	33	130	160	56	18	26	12	30	25	М24	40	
&  10	50  55	36  40	145  165	180  220	60  65	21	30  34		35	30	М27  мзо	45  52	


Крюки однорогие. Заготовки

Типы. Конструкция и размеры (ГОСТ 6627—74)

еры, мм															Вес, кгс, не более	
	1	Л	г»	г	Г1	гя —	и	Гя		г,	Г»	г»	По		Тип А	Тип Б
		не менее														
	10	30		4,5	28	3,0	Н	25	11	22	8	1.0			0,18	0,20
	12	32	20			4,0	12	28	12	24				5	0,22	0,25
		35		5,0	30		13	32	13	26	9	1,5		—	0,35	0,40
	15	40		5,5	35	5.0	14	37	14	30	10		3		0,50	0,60
			25														
	16  18	45			6,0	38	5,5	16	40	16	32	11	—		6	0,60	0,70
		50			40		18	45	18	36	13				0,90	1,00
	20	55	30	6,5	45		20	50	20	40	15			—	1,30	1,50
	22	65	35	7,0	50	6,0	22	56	30	45	17	2,5	5	8	1,70	1,90
	25	70	40	8,0	55	7,0	25	62	36	50	18				2,60	2,90
	30	85	45	10,0	60	8,0	28	70	38	55	20				3,60	4,10
														
	Номер заго- товки крюкэ	Раз												
		О	5	г  Тип Л	Тип Б	л	Д1	Ь	Ьх	а			я	1  1
	।  11  12  -Мл - '  13  14  15  16  17  18  19  20  21  22  23  24  25  26  ко ДЛ то 6.  Г0|	60  65  75  85  95  НО  120  130  150  170  190  210  240  270  300  320  Пр в пол и пре ВОК V Пре1 рячен	45  50  55  65  75  85  90  100  115  130  145  160  180  205  230  250  । и м с леров >верк срюкс ^ельн г шта	180  195  250  280  310  340  415  440  480  535  580  675  730  820  840  850  > ч а я 1 1  Н мех; )В тип ые он 1МПОВК	500  375  410  475  520  580  600  630  660  730  800  960  1050  1100  1200  1300  ля: 1, 14 и л аяичес а Б у! клонег :и, и ]	78  82  92  105  Раза о 10 них 1елич: 1ИЯ р по П	25  28  32  35  тер Г( мм л свой ить н «азме] ЭСТ	38  40  48  54  60  65  75 *  80  90  102  115  130  150  165  190  200  ука;  1ля г ;тв м а 154 юв,  782$	16  ао  зан д срюкс [етал; ) мм, не }  1—70	40  45  52  да  62  68  80  85  95  ПО  125  135  160  170  190  200  яя изг )В НОА та. 4.  не I казан ДЛЯ	35  40  45  50  55  60  70  75  85  100  НО  120  140  150  170  180  отоплю 1еров Допус Эол ее. нык в заготч	МЗЗ  М36  М42  М48  М52  М56  М64  Трап. 70X10  Трап. ВДхЮ  Трап. 90x12  Трап. 100x12  Трап. 110X12  Трап, 120x16  Трап* 140X16  Трап. 160x16  Трап. 170X16  М1ия заготовок 15 ... 26 в плосй кается для груз< 5. По заказу по таблице, до.тж!  >вок крюков, из	55  65  75  82  90  100  Н5  130  150  164  184  205  240  260  290  320  ИОКО0 [ОСТИ, ЭПОДТ1 сгреби гы вы готов	
														
	ысоы,	мм													Вес, кгс, не б *лге	
	1	Л	С	г	п	<»=	Га		г*	гч	г,	г.	Г1в	г  1	Тин А	Тип Б
	34  36  38  42  46  55  60  62  75  80  95  100  120  135  150  160  мете лерг ем нь теля  П0Л1 ляе^	90  95  105  120  135  150  165  180  210  230  260  280  330  360  400  440  )ДОМ 16 иди IX м  загс 1ЯТЬС плх к	50  55  60  70  75  80  95  100  115  130  140  150  175  190  210  горя1 1куля ашин ПГОВК! я по ютод	10,0  11,0  12,0  15,0  18,0  20,0  21,0  22,0  30,0  32,0  35,0  40,0  44,0  45,0  48,0  •ей и рмой и м< и крк ГОС  ОМ С1	70  80  85  95  НО  120  125  140  170  190  210  230  280  300  330  360  1тамп К 11.  >хани ЭКОВ ;т 75 ЗОбОД	9,0  10,0  12,0  13,0  14,0  16,0  18,0  20,0  23,0  25,0  30,0  35,0  38,0  40,0  овки. лоске змов номе] 05—;  НОЙ 1	30  35  40  45  50  55  62  70  75  100  ио  120  130  140  150  165  . 2.;  >сти  вес1  ров 1  М дл  КОВК1	78  90  100  НО  125  140  155  170  200  220  245  270  320  350  390  420  1опу< черте ьма т  ... 1 я за] 1.	42  45  50  60  65  75  84  90  105  120  135  150  170  190  210  230  скает :жа.  я ж ел  4 ДОГ 'ОТО В	60  70  75  85  95  ПО  120  130  150  170  190  210  240  270  300  340  СЯ 01 3. Д. ЮГО | 1уска ОК К[	21  22  25  28  30  34  36  40  45  50  60  66.  75  100  ггиб пина режи1 (СТС я ЖЖ С1	2,5  5,0  7,5  носин  1 ун  М3  нэпу  з, изг	10  до азан: эботъ говля ОТО В.1	10  12  6 м  1 Сс  1 ДЛ *Ь С 1яем	4,50  6,45  9,60  13,50  18,0  26,0  37,0  49,5  70,0  102,0  130,0  175,0  262,0  353,0  520,0  585,0  (М для  '3 прил  в ну 1  5ез при.  1ЫХ мет	5,70  8,90  12,20  17,70  23,0  33,0  44,5  56,0  82,5  121,0  150,0  206,0  312,0  400,0  600,0  695,0  крю-  |уска заго-  шва.  ОДОМ
Наибольшая грузоподъемность крюков! тс

Номер заготовки крн>ка	Машлс и механизмов с ручным приводом |	Машпи н механизмов с машинным приводом для режимов	
		легкого {Л) и среднего (С)	тяжелого (Г) и весьма тяжелого (йГ)
	Однорогих		
1	0.40	0,32	0.25
2	0,50	0Л0	0,32
3	0.63	0,50	оло
4	0.80	0,63	0,50
5	1,00	0.80	0,-63
6	1,25 ,	1,00	0,80
7	1,60	1,25	1.00
8	2,00	1,60	1.25
9	2,50	2,00	1.60
10	3,20	2,50	2,00
И	4.00	3,20 г	2,50
12	5,00	4,00	3,20
В	С,30	5,00	4,00
14	8.00	6,30	5,00
15	10.00	8,00	6,30
16	12,50	10,00	8,00
17	16,00	12,50	10,00
		V	
13	20,00	(0,00	12,50
19	-=-	20,00	16,00
Номер заготовки крюка	Машин и механизмов с ручным приводом	Машин к механизмов с машинным приводом для ]^ежпьюа	
		легкого (Л) и среднего (С)	тяжелого (Г) н весьма тяжелого (ЭТ)
	Однорогих		
20		25,00	20,00
21	—	32,00	25,00
22	—-	40,00	32,00
23	—	50,00	40,00
24		63,00	50,00
25	—	80,00	63,00
26	—	100,00	80,00
	Двурогих		
1	8,0	6,3	5,0
2	10.0	8.0	6,3
3	12.5	10,0	8.0
4	16,5	12,5	10.0*
5	20.0	16,0	12,5
6	—	20,0	16,0
7	—	25,0	20,0
8	—*	32,0	25,0
9	—	40,0	32,0
10	—	50,0	40,0
11	—	63,0	50,0
12	—	80,0	63,0
13		100,0	80,0
14	—	—	100,0
Разме

Номер заго- товки крюка	О	а	<6				Л (г4)	е	
								Тип Л	Тип Б
1	60	56	50	М48	35	18	60	230	475
2	70	62	55	М52	40	20	70	260	520
3	80	68	60	М5б	45	22	75	280	580
4	90	80	70	Л164	50	25	85	325	640
5	100	85	75	Трап. 70X10	60	30	95	360	700
6	115	95	85	Трап. 80x10	65	32	110	420	760
7	125	НО	100	Трап. 90X12	75	38	120	470	820
8	145	125	ПО	Трал. 100X12	85	42	140	525	875
9	160	135	120	Трап. 110X12	95.	48	150	590	940
10	180	160	140	Трап. 120x16	105	52	170	СИЗО	1000
И	200	170	150	Трап 140X16	115	58	180	725	1050
12	220	190	170	Трап. 160Х 16	130	65	210	800	1150
13	250	200	180	Трап. 170X16	150	75	235	860	1175
14	280	220	200	Трап. 180x20	165	85	270	900	1200
Крюки двурогие, Заготовки

Типы. Конструкция и размеры (ГОСТ 6628—73)

рЫ, мм										Вес* кгс	
	1	'1			г	п	га	Г*	л*	Тип А	Тип В
	70	50	22	70	1 Л	10	о	65	100	8	12
	75	55	25	80	ш	1 О	4	80	115	11	17
	80	СО	28	85		1 л		90	125	11	21
	90	70	30	100		15	л	100	135	20	30
	95	80	35	но	15	16	4	115	145	28	39
	100	85	40	120		20		125	165	41	55
	[ 115	95	45	130	18	22	г	135	180	60	78
	1 130	115	50	150	20	25		160	200	90	112
	140	130	55	170	22	26		175	230	126	155
	150	140	65	180			г	200	260	159	206
	175	165	70	205			О	220	280	228	265
	190	180	80	220				240	310	302	357
	205	200	95	250	30	40	8	265	330	400	471
	230	210	100	260	35	40	10	300	360	530	620
Шарикоподшипники упорные одинарные. Размеры, мм

Условное обозначе- ние под- ЩИПННКОВ	Пи ГОСТ 5874-75						0,		а	Шарики		Грузопо дъем и есть, кгс		п, мин—1,		б, КГС
														при	смазке	
	а	й	Н		Г						г	динамиче- ская С	статиче- ская Со	к	ж	
							Л егкзя		серия							
8201	12	26	11	12,2		22	18	28,5		3,56	10	868	1540	5000	6300	0,034
Я9О2	15	32	12	15 2		25	22	3?,5		5 56		987	1860			0,041
8204	20	40	14	20,2	1	32	28	40^5	3	7,14	12	1580	3060	4000	5000	0,080
8205	25	47	15	25,2		38	34	47,5			13	2040	4100			0,12
8206	30	52	16	30,2		43	39	52,5		7,94		2300	4720	3150	4ЛАГ1	0,14
		К?	1Я	ос 9		ад	дс	62 5				зМл	6800		И.Н.-1	0.22
о^м/	ОО		1 о	ОО 1-4^								ц> г ии				
8208	40	68	19	40,2	1,5	57	51	68,5	3,5	9,53	15	3750	'7990	2500	3150	0,27
8209	45	73	20	45,2		62	56	73,5		10,32	17	3956	9050			0,32

																	
	8210	50	78	22	50,2		67	61	78,5	3,5	11,11	17	4600	10 500		.3150	0,39
	8211	55	90	25	55,2		76	69	90,5		12,7	16	5660	12 900	2000		0,61
	8212	60	95	26	60,2		81	74	95,5		13,49	17		15 500	—.——	2500	0,69
	8213	65	100		65,2	1,5	86	79	101	6		19	6580	15300			0.75
	8214	. 70	105	27	70,2		91	82	106		12,7	20		16 100	1600		0.86
	491 к	75	1 10		н 75,2		96	89	111			21	6840	16 900			0,86
	8216	80	115	28	80,2		101	94	116		13,49		7630	19 100	—	2000	0,95
	8217	85	125	31	85,2		109	101	126	7	15,88	19	9470	23 900	1250	— —	1.30
	8218	90	135	35	90,2		117	108	136		17,46		11 200	29 000		1609	1,86
			1 СП		1 ПЛ О	о	1 ЯЛ	120	1^1			а у	13 200	33509			2,40
	8220  822.2	100  110	100  160	38	1 АМ 5 *-  110,2		1 ои  140	130	1  161	9	19.84	18	13 800	39 400	1000		2,60
		»пп	170		190 9		150	140	171			20	14 500	41 300			2,80
	8226	I ^1.1  130	190	017  45	130,3	—	166	154	191		23,81	18	17 800	56 700		1	4,20
	8228	140	200	46	140,3		176	164	202			19	19 100	59 500	800	1000	4,50
	8230	150	215	50	150,3	2.5	189	176	217	12	23,02	22	21 700	64 500			. 6,50
								Средняя		серия							
	8305	25	52	18	25,2		41	35	52,5	5	9,53	11	2570	4990	3150	4000	0,18
	8306	30	60	21	30,2		48	42	60,5		11,11		3290	6790	2500	3150	0,27
	8307	35	68	24	35,2	1,5	55	48	68т5		11,91	12	4080	8500 '	2000		0.3с
$	8308	40	78	26	40,2		63	55	78,5	6	13,49	—	5130	10900	—	2500	0,55
прил !Х

8420	100	210	85	100.2	4	166	144	212	20	44,45	32 900	98 800	590	630	14,9

8426	130	270 НО 130,3	5	214	186	272	25	57,15	10	4 8 000	163000	400	500	31,8
Приложение X

Значение коэффициента безопасности /?б

Наименование механизмов и узлов	*б
Механизмы ручных кранов, тали» кошки и ручные лебедки	1.0
Механизмы подъема всех кранов, электротали, монорельсовые тележки, лебедки с механическим приводом, приводы лифтов	1,2
Приводы механизмов передвижения тележек и механизмов по- ворота кранов	1,3
Приводы механизмов передвижения кранов; ходовые колеса тележек и опоры механизмов поворота кранов, механизмы пере- движения авто- и электропогрузчиков	14
Ходовые колеса кранов	1,5

Приложение X!

Узлы механизмов Подвески крюковые (ВНИИПТмаш).

Технические данные (см, рис. 21)

Грузоподъемность, тс	Режим работы	к	Диаметр каната, мм	Размеры подвески, мм								Обозначение крюка однорогого (ГОСТ 6627— 74)	Вес, кгс
				О		5	ь	Ь		н	Л		
3,2	Т	1	9,2	320	405	305	200	125	—-	570	300,5	12Б	68
5	Т	I	12	400	500	370	225	150	-—	732	380,5	14Б	100
5	С	1	11	320	405	305	200	125	—	612	333,5	13Б	72
5\	«* л	1	11	320	405	305	200	125		612	333,5	13Б	72
8	т	1	15	450	552	400	266	176		857	476,5	16Б	19)
8	с	1	14	400	500	370	225	150	—	760	420,3	15Б	106
е  X 3 э 8  о.	г  5 & 5  4-		Диаметр каната, мм	Размеры подвесив, мм								Обозначение крюке однорогого (ГОСТ 6627—74)	Вес, кп'
				Л		в	Ь			а	Л		
8	Л	1	13	320	405	305	200	125	—	668	373,5	15Б	96
12,5	т	11	15	450	562	564	270	180	342	922	511	18Б	306
12,5	с	1	17,5	450	562	400	266	176	—	888	491	17Б	198
12,5	Л	1	17	400	500	370	225	150	-—	825	460	17Б	128
20	с	11	17,5	450	562	564	270	180	342	978	546	19Б	325
20	Л	1	20	450	578	400	266	176	—	982	5^1	19Б	233
32	с	11	20	560	685	830	306	200	462	1187	660	21Б	586
32	Л	11	20	450	578	578	290 ♦	200	434	1082	615	21Б	426
50	с	11	25	670	805	710	346	230	522	1463	820	23Б	980

<

Приложение ХН

Ресурс деталей грузоподъемных машин

Режим работы	Срок службы, ГОДЫ (ч)		
	подшипников качения	зубчатых передач	валов
Л	10(1000)	15(1500)	25 (2500)
с	5(3500)	10 (7000)	15 (10 000)
т	3 (5000)	10(16000)	10(16 000)
ВТ	3 (10 000)	10(32 000)	10(32 000)
Шарикоподшипники радиальные
однорядные

По ГОСТ 6338-75

Шарики

Ориентировочные расчетные
параметры

Условное обозначение подшипника	а	о	7?	г		г>	^Ц]	2	Г руэоподъсм- ность, кгс		Л, МНН—1		6, иге
									с	С'о	к	Ж	
			Легкая серия диаметров 2, серия ширни 0										
200	10	30	9		15	251	5,95	6	469	266	20 000	25 000	0,03
201	12	32	10	1	17	27	5,56	7	478	270			0.037
202  203	15  17	35  40	И  12		20  22	30  35	5,95  7,14	8  7	597  752	354  447	15000	'20 000	0,045  0,0 5
204	20	47	14	1,5	26	41	7,94	8	1000	630	12 500	16 000	6,10
205	25	52	15		31	46			1100	709	10000	12500	0.12
203	30	62	16		36	56	9,53		1530	1020			од»
207	35	72	17		42	65	11,11	9	2010	1390	8000	10 000	0,29
208	40	80	18	2	47	73			2560	1810			0,36
209	45	85	19		52	78	12,7		.	2570		6300	3000	0,41
210	50	90	20			57	83			2750	2020			0,47
211	55	100	21		64	91	14,29		3400	2560			0,60
212	60	110	22		69	101	15,88	10	4110	3150	5000	6300	0,80
213	65	120	23	2,5	74	111	16,67		4490	3470			0,98
214	70	125	24		79	116	17,46		4880	3810			1,08
215	75	130	25		84	121		тг	5190	4190	4000 •	5000	1,18  1,40
216	80	140	26		90	130	19,05	10	5700	4540			
217	85	150	28	3	95	140	19,84	11	6540	5410			1,80
218	90	160	30		100	150	22,23	10	7530	6170	3150	4000	2,2
По ГОСТ 8338-75						о,	Шарики		Ориентировочные расчетные параметры				
Условное обозначение подшипника	(1	И	в	г				г	Грузоподъем- ность, кгс		п, МИН—1		О. кгс
									С	С.	к	Ж	
			Средняя серия диаметров Зх серия ширин 0										
304	20	52	15		27	45	9,53	7	1250	794	12 500	16 000,	0,14
305	25	62	17	2	32	55	11,51		1760	1160	10 000	12 500	0,23
306	30	72	19		37	65	12,3	Т	2200	1510	8000	10 000	0,34
307	35	80	21	2,5	44	70	14,29	7	2620	1790			0,44
308	40	90	23		49	80	15,08		3190	2270	6300	8000	0,63
309  310	45	100 по	25		54	90	17,46		3780	2670			0,83
	50		27	3	60	100	19,05		4850	3630	5000	6300	1,08
311  312	55	120	29		65	но	20,64		5500	4260			1,35
	60	130	31		72	118	22,23		6410	4940			1,70
313	65	140	33		77	128	23,81		7270	5670	4000	5000	2,11
314  315	70	150	35	3,5	82	138	25,4		8170	6450			2,6
	75	160	37		87	148	26,99		8900	7280			3,1
316	80	170	39		92	158	28,58	8	9650	8170			3,0
317	85	180	41		99	165	30,16		10 400	9100	3150	4000	4,3
318  319	90	190	43		104	175	31.75		11 200	10 100			5,1
	95	200	45		109	185	33,34		12 000	11 100			5,7
320	100	215	47	4	114	200	36,51		13 600	13 300	2500	3150	7,0
321	105	225	49		118	210	38,1		14 400	14 500			8,2
322  324	НО	240	50		121	225	41,28		16 100	17 000			9,8
	120	260	55		134	245	42.86		17 000	18 400	2000	2500	12,3
326	130	280	58	5	148	262	44,45		18 000	19 800	1600		15,2
330	150	320	65		168	302	50,8		21 700	25 800		2000	27,6
			Тяжелая серия диаметров 4, серия ширин 0										
405	25	80	21	2,5	35	70	16,67		2920	2080	8000	10 000	0,5
403	30	90	23		40	80	19,05	6	3720	2720	6300	8000	0.72
407  408	35	100	25		45	90	20,64		4360	3190			0.93
	40	НО	27	3	50	100	22,23		5030	3700			1,2
409  410	45	120	29		55	но	23,02		6010	4640	5000	6300	1,52
	50	130	31		62	118	25,4		6850	5300	4000	5000	1,91
411  412	55  60	140  150	33  35	3,5	68  72	128  138	26,99  28,58	7	7870  8550	6370  7140			2.3
													
													2,8
413	65	160	37		78	148	30,16		9260	7930	3150	4000	3,4
414	70	180	42	4	84	166	34,93		11300	10 700			5,3/
416	80	200	48		95	185	38,1		12 800	12 700	2500	3190	7.0
417	85	210	52	5	105	190	39,69		13 600	13 800			8,0 !  I ।
Профили канавок барабанов
(размеры, мм)

Диаметр каната, </к	г (допускае- мое отклоне- ние по /713)	г, (допускае- мое отклоне- ние ±0,1)	й (допускае- мое отклоне- ние ±0,1)	нсыикяль- лое	1  допускаем: с отклонение
От 7,4 ДО 8  Св, 8 до 9  » 9 » 10  > 10 в 11  » 11 в 12  » 12 » 13  » 13 » 14  » 14 » 15  ъ 15 » 16	4*5 5  5,5  6  6,5  7  7,5  8,5 9	0,5 0,5 1  1  1  1,5  1,5 1^  1,5	2,5 3  3  3,5  3,5  4  4,5  4,5  5	9 10 И 12,5 13,5 15 16 17 18	±0,2
» 16 в 17  . » 17 » 18  в 18 » 19  » 19 в 20  в 20 л 21,5  в 21,5 в 23  » 23 в 24,5  в 24,5 в 26  » 26 в 27,5  в 27,5 в 29  * 29 » 31  > 31 > 33  » 33 » 35  » 35 в 37,5  в 37,5 в 40  в 40 » 42,5  в 42,5 в 45,5	9,5 10 10,5 И 12 12,5 13,5 14 15 16 17 18 19 21 22 23 25	1,5, 1,5 1,5 2,5 2,5 2,5 2,5  2,5 2,5 2,5  4  4  4 4  4  4  4	5,5 5,5 6 6  6,5 7  7,5  8 .8,5  9  9,5 10 10,5 11,5 12  13  14	19  20  22  23  24  26  28  29  32  34  36  38 40,  42  44  48  50	±0,3

Приложение XV

Коэффициент запаса прочности к при расчете барабанов на сжатие

Крон	к	
	для стального барабана (отно- сительно в0	для чугунного барабаня (отно- сительно Стр)*
Крюковой с жесткой и гибкой подвеской траверсы М ул ьдом а г нити ы и, м а г н ит и о- гр е й ф ер ны й	13  М	4,25 4,0
♦ Здесь Оц “ предел прочности чугуна па сжатие.		
Барабаны крановые типа БК
Технические данные

			«	6						Размеры,		ММ							
	а/ I.  « *  О  Ос	О, мм	Диаметр ка| та	мм	Высота П( |Д1 ма наиболь- шая, м	У			а:	X п е	ВО		л	.ц*	I			-ч»	Вес, кгс	
	БК 260	260	10,5  10,5  10,5  13,5  13,5	10  14  18  10  14	1300	330  450  560  490  560	200  200  25  25  25	150	176	265	210	1327	55	8	55	90	18	145  146  146  144  144	
		!	;		1  [		1		мйив				1	1  1		1	1  ' ' 1	1	1  »• 			
	БК 335	335	12  12  12  14  14  14  17  17  17	8  12,5  16  8 12,5 16  8 12,5 16	1420	225 330 420 225 380 480 325 480 610	250  250  250  200  200  200  50  50  50	190	220	330	260	1452	65	8	60	100	п	297  297  297  293  293  293  290  290  290	
	БК 400	400	10,5  10,5  10,5  13,5  13,5  13,5  16,5  16.5  16,5  19,5  19,5	8 12  16  8  12 16  8 12  16  8  12	1200	170 255 340 215 325 425  280 390 510 325 450	80  80  80  170  170  170  50  50  50  170  170	235 1	265	390	320	1241 '	72	10	80	130	16	328  328  328  334  334  334  338  338  338  341  341	
	БК 510	•  510	17  17  20  20  23  23	8  12,5  8  12,5  8  12,5	2300	420  630  485  730  625  900	270  270  270  270  270  270	300	340	410	390	2320	90	17	80	130	16	835  835  825  815  815  815	1
Сталь углеродистая и легированная _	Материал	
4000  5000  6000  7009  8000  10 000	Предел прочности %, кгс/см’	
Ш ш О 3 888888	I — нагрузка постоянная по величине и по знаку	?: п п г  м  Д  а  | а №
СП	ф	^4  о 388 8 §	11 — нагрузка изменяется по величине от пуля до максимума, но не меняется по знаку (пульсирую-  щая)	
8^8§йё  ООО 000	III — нагрузка изменяетея и по величине, и по знаку от 4-Л! до —И (симметричная)	

елся слот  Си Со ГС -  ФЭ о СЯ О	Обозначе- ние барабана
о С» О СЛ	Модуль т
й о о о	Число зубьев г
69,394 + 0,08  83,270 + 0.09  110,97 +0,09  138,448 + 0,24	Длин я общей нормали
СП иЬ СО Фюслю	г-
о АШ ~ ГОГФ нА.	Г
ОО СО ЪО •— 00 О 1-0 цр ОД ОоО	Диаметр выступов зубъсв 0г?
о о о о н- о Ъ о 8 СЛ СЛ СИ	Радиаль- ное бие- ние

3

Е

I
I

Приложение XX

Значение для валов крановых механизмов

Механизмы	Область применения	Расчетные случаи					
		А., для режимов				Б	В
		Л	с	т	ВТ		
Подъема	краны ручные		—	—	—	1,6	—
	краны крюковые	1,8/2,3	2/2,5	2,2/2,5	2,3/3,0	1,8/2,3	—
	краны магнитные и мульдомагнит- т-ле	—	13/2,2	1,9/2,4	2,1/2,5	1,72	——
	грейферные краны	—--	1,8/2,2	1,9/2,4	2,1/2,6	1,6/2	—
	литейные краны, транспортирующие горячий металл	—	2,1/2,7	2,3/3,0	2,5/3,2	1,9/2,5	1,3/1,9
Перед внжения	вес краны	1,6/2,1	1,8/2,3	1,9/2,5	2,1/2,7	1,6/2,1	
Поворота	портальные и плавучие краны	"—	1,8/2,3	1,9/2,5	2,1/2,7	1,6/2,1	
Изменения вылета	портальные и плавучие краны	—	2,1/2,7	2,3/3,0	2,5/3,2	1.9/2,5	1,5/1,9
Все механизмы с ручным приводом		—	—	—-	—	1,5/1,9	”—
Буферные устройства	все краны и тележки	1,7/2,2	1,9/2,4	2,0/2,6	2,2/2.8	1,7/2,2	—
зпмэжопнк

16 8-220

Приложение XXII

Значения поправочных коэффициентов

и мм	Вал с одной шпонкой			Вал с двумя шпонками		
	е	Л е К		Г	Л*	п  *р
20...30	0,83	0,91	0,94	0,68	0.83	0,88
31. .,40	0,85	0,92	0,95	0,7	0,84	0,9
41...55	0,86	0,93 >	0,96	0,73	0,85	0,92
56...70	0,88	0,95	0,96	0,75	0,87	0,93
71..,90	0,9	0,95	0,97	0,77	0.88	0,94
91... 130	0,9		0,95		0,97_	0.78	0,88	0,94
131...150	0,91	0,95	0,97	0,80	0,89	0,95
151...170	0,92	0,96	0,98	0,82	0,90	0,95
171. ..200	0,92	0,96	0,98	0,85	0,91	0.95
201...260	0,93	0,965	0,985	0,86	0,91	0,95
261..,400	0,94	0,97	0,985	0,86	0,91	0,95

Приложение XXIII

Значения коэффициентов (вал с отверстием)

4	0	0,05	о,1	0,15	0,2	0,25	0,30	С, 35	0,40	0,45	0?50	0,55	0,00
е	1,0	0,925	0,850	0,775	0,70	0,625	0,550	0,475	0,4	0,33	0,27	0,215	0,170
	1,0	0,964	0,926	0,884	0,84	0,791	0,740	0,686	0,63	0,573	0,515	0,458	0,400
еЕ	1,0	0,936	0,873	0,809	0,746	0,682 !	0,618	0,555	0,49	0,426	0,364	0,300	0,235
Приложение XXIV

Значения критерия V для различных случаев концентрации напряжений

Сталь	1рактернстика материала	я  X  Е	к ч  X	Прессовая посадка	Напряженная посадка	Скользящая посадка	Шпонка 			Шлицы	Галтель, выточка 3 г№ = 0,02 и поперечные отверстия	Галтель, выточка г/й= ОД	Гладкий вал
											
	К ь						критерий *				
		4		2	1,5	1,25	1,5	2,5	2	1,5	
		3		3	2	1,5	2	3	3	2	1,5
	1,2	2		3,5	3	3	3	3,5	4	3	2
		1,5		5	3,5	3,5	4	5	5	3,5	3
		1		7,5	5,5	5	5,5	7,5	7,5	5,5	3,5
Углеро*											
дистая		4		2,75	2	2	2	2,5	2,5	1,75	
		3		3,5	3	3	3	3,5	3,5	2	1,5
	1,5	2		5,5	4	3,5	4	5,0	5,5	3,5	2
		1,5		7,5	5.5	5	5,5	7,0	7	5	3,5
		1		11	8	7,5	8	Ю	10	7	4
		4		3	2,25	2	2,25	2,5	2,75	1,75	
		3		4	3	3	3	3,5	3,5	3,0	1,5
	1,5	2		6	5	4	4	5,5	5,5	3,5	3
		1,5		8	6	5,5	6	7	7	5	3,5
		1		12	9	8	9	10	11	7	5
		4		4,25	3,25	3,75	3	3,5	3,5	2,5		
Легиро-		3		5,5	4	3,5	4	5	5	3,5	2
	1,8	2		9	6	5,5	6	7	7	5,0	3
ванная		1,5		11,5	8	7,5	8	9	9	0	3,5
		1		17	13	11	11,5	13,5	13,5	9,5	5,5
		4		5,5	4	3,5	3,75	3,75	4	2,75		
		3		7,5	5,5	5	5	5,5	5,5	3,5	2
	2,1	2		11	8	7,5	7,5	7,5	8	5,5	3,5
		1,5		15	11	9,5	10	10	10	9,75	4
		1		21,5	16	14	15	15	15,5	11	6

х кр — наибольший кратковременный изгибающий момент в опасном
сечении;

Мплхдл — наибольший длительно действующим изгибающий момент
а том же сечении.

? См, прил. XXVIII,
Значения запаса прсчнсстн к для вале в кране вых механизме в

Механизмы	Область применения	Для поковок И ШТЕ1МПОПОК				Для ОТЛИВОК			
		режим работы							
		Л1	с 1	7 |	ВТ 1	! -7 1	с 1	г |	ВТ
Подъема	краны с ручным приводом	1.3				1.6			
	краны крюковые	1,4	1.6	1,7	1,9	1,7	1.8	2.0	2,2
	краны магнитные	—	1,5	1,6	1,7	—	1,7	1,9	2,0
	краны грейферные	—	1,5	1,6	1,7	—	1.7	1.9	2,0
	краны литейные, транс- портирующие горячий ме- талл	—	1.8	2,0	2,2	—	2.1	2,3	2,3
Передвиже- ния	все крапы	1,3	1,4	1,6	1,7	1,6	1.7	1.9	2,0
Поворота	краны портальные и пла- вучие	—	1,5	1,6	1.7	—	1,7	1,9	2,0
Изменения  вылета		—	1,7	1,8	2,0	—	2,0	2,2	2,4
Прочие механизмы с ручным приводом		1,1				1,3			

П риложенш XXVI

Значение к для вален транспортирующих машин

Способ заготовки взла	Поломка вала вызывает	
	остановку машины	аварию
Поковка, штамповка	1.4/1,6	1.6/1,7
Отливка	1,7/1,9	1,9/2,0

Примечание. В числителе — действующие нагрузки учитываются
точно, в знаменателе — приближенно.
Определение п3 и п

Запас прочности по сопт отивлелсю усталости	Формулы
Любой цикл изменения напряжений	
при нормальных напря- жениях	
	п
при каса тельных напря- жениях  Сим мет ри* {$тая  при нормальных напряже- ниях	„ т-1 т к;  ^-/дТа + Ф^п  шын цикл изменения напряжений тЭп’ °а = ^тах “ ~“Чтт»	= 0)  „ -  Л° &'  рГ/дОп1а*
при касательных напря- жениях  Пульсируй  при нормальных напря- жениях	Т-1 х к1ь р*ц ^дТгпах  Жнй цикл изменения напряжений 1п = 0; оа = 0,5отая = 0В1)  я°= К	\  атах
при касательных напря- жениях	2т_1  лт —	7^—*	\  ттах
Ярилоясеяне XXVIII
к к

Значения — и — для валов с посаженными деталями
Е<т *т

Диаметр вала, им	Поездка	кгс/ммг							
		40	50 |	160 1	70 !	1 &0 1	190 1	| 100 I	| 120
	Прессовая	2,25	изгиб)  2,5	2,75	3	1 3,25	3,5	3,75	4,25
30	Напряжен пая	1,7	1,9	2,1	2,25	2,4	2,6	2,8	3,2
	Скользящая	1,5	1,6	1,8	1,95	2,1	2,3	2,4	2,8
	Прессовая	2,75	3,05	3,4	3,7	4,0	4Д	4,6	3,2
50	Напряженная	2,1	2,3	2,5	2,75	3,0	3,2	3,45	3,9
	Скользящая	1,8	2,0	2,2	2,4	2,6	2,8	3,0	3.4
100  И более	Прессовая	2,95	3,3	3,6	3,9	4.25	4,6	4,9	5,6
	Напряженная	2,2	2,5	2,6	2,95	3,2	3,5	4,0	4,2
	Скользящая	1,9	2,1	2,3	2,6	2.8	3,0	3.2	3,6
	Прессовая	еТ (К1  1,75	эучеии  1,9	ге)  2,05	2,2	2,35	2,5	2,65	2,95
30	Напряженная	1,4	1,5	1,6	1,75	1,9	2,0	2,1	2,3
	Скользящая	1,3	1,-1	1,5	1,6	1.7	1,6	1,9	2,1
	Прессовая	2,05	2,2	2,5	2,6	га	3,1	3,3	3,6
50	Напряженная	1,6	1,9	2,0	2,15	2,3	2,1	2,6	2,7
	Скользящая	1,5	1,6	1,7	1,8	1,95	2,1	2,2	2,4
100 и более	Прессовая	2,2	2,4	2,6	2,8	2,95	3,2	3,3	3,8
	Напряженная	1,7	1,9	2Д	2,2	2,3	2,5	2,8	2,9
	Скользящая	1,55	1,7	1,8	1,9	2,1	2,2	2,3	2,6
При	меча ни я: 1. Для	посадки		колец подшипников				качения	
следует принимать значения —		. К - и —	по графе, соответствующей					прессовой	
посадке.	•г  2. Значения		к.  — и	— для промежуточных диаметров					
валов определяют интерполяцией.									
Значения А3(Л")

Обработка Ч		ств кге/мм3	
	40	80	120
/о.ЯЙ	С.0?ЮХ  Шлифование \ V *- » V/ Обточка Обдирка Необработанная поверхность (ока- лина)	1  1,05  1.2  1,3	1  1,1  1,25  1,5	1  1,25  1.5  2,2

Приложение XXXI

Значения фз и фт

ов кге/мм1?	35 ... 55	52 ... 75	70	. 100	100	* 120
ф(Г (изгиб)	0  г		0,05	од	0,2
Фт (кручение)	0	0	0,05	0,1

П риложение ХХХЦ

Определение

Характер изменения напряжений	Деталь	Формула
За одни оборот вала	вращающиеся оси, валы зубчатых колес и ходо- вик колес, валы червяч- ных колес и червяков и Др.	, _ т Т ПВ % КЛл гц	маш 100 $
Характер изменения напряжений	Деталь	фо]'мУла
За один никл работы крапа  При каждом включе- нии механизма	валы механизма подъема, работающие только на кручение;  неподвижные оси крюко- вых подвесок  валы механизмов поворо- та и передвижения, ра- ботающие только на кру- чение;  оси шарниров стрелового устройства;  оси балансиров ходовой части	2	т Т  11	1 К ' МЯШ 4  цикл: подъем с грузом — опускание с грузом; подъем без груза — опу- скание без груза  г = Т Т Л к2 маю*

Примечания: Тн — срок службы, год;

число часов работы крана за год, ч;

п — частота вращения нала, мин*^1;

Л — число включений механизмов в час;
ПВ — продолжительность включения, %.

Приложение XXX Ш

Коэффициенты полезного действия 13 основных звеньев крановых механизмов

Наименование Элементов	При опорах	
		
	скол ьжения	качения
Открытые зубчатые передачи:		
цилиндрические	0,93 . . . 0,95	0,95 ... 0,96
конические	0,92 .. . 0,94	0,93 ... 0,95
Закрытые цилиндрические зубчатые передачи		
(редукторы)  Червячные передачи:	0,95 ... 0,97	0,97 ... 0,98
при одпозаходном червяке	0,5 ..	. 0,75
при двухзахолном червяке	0,75 ..	. 0,80
Блоки и барабаны для стальных канатов	0,94 ... 0,96 |	0,96 ... 0,98
Зубчатые муфты	0,99	
Механизмы подъема груза:		
с цилиндрическими зубчатыми колесами	0,75 .. . 0,60 |	0,80 ... 0,85
с червячной передачей	0,65 . .	. 0,70
Механизмы передвижения кранов и тележек,		
с цилиндрическими зубчатыми колесами	0,75 ... 0,85 1	0,80 ... 0,90
с червячной передачей	0,65 .	.. 0,75 ’
Механизмы поворота:		
с передачей зубчатыми колесами	0,70 ... 0,80	0,75 . . . 0,85*
с червячной и зубчатой передачами	0,50 .	. . 0,70
Технические данные крановых электродвигателей серим Л1ТГ с фаз вым
ротором 50 Гц, 220/380 и 500 В

Тип элсктро- двпгптеАя	Мощность на салу, кВт, при						1  Частота вращения»  МИК-’1	Максимальный мо- мент» КГС'М	Маховой момент ротора, кгС'М“	Момент инерции ротора, кге*М’С2	Вес элсктроднигате* ля, кгс
	(1  вз	%ее -	о  0	о (±>  11	ним ОЕ	"я  о ю					
МТЕ ОН-6	2	1,7	1,4	1,2	1,4	1,2	800  850  885  910	4,0	0,085	0,00216	51
МТЕ 012-6	5,1	2,7	2,2  Л-—*-		1.7	2,2	1,7	785  840  890  920	5,7	0,115	0,00293	58
МТЕ 111-6	4,5	4,1	3,5	2,3	3,5	2,8	650  870  895  920	8,7	,0,195	0,00496	76
МТЕ 112-6	6,5	5,8	5	'Ь	5	4	895  915  930  950	14	0,27	0.006'1	~88
МТЕ 211-6	10,5	9	7,5	6	7,5	6	895  915  930  945	19,5	0,46	0,0117	120
МТЕ ЗИ-6	14	13	11	9	И	9	925  935  945  960	32	0,90	0,0229	170
МТЕ 312-6	19,5	17,5	15	12	15	12	945  950  955  965	48	1,25	0,0318	210
МТЕ 411-6	30	27	22	18	22	18	945  955  965  970	65	2,0	0,0510	2?0
МТЕ 412-6	40	36	'30	25	30	25	960  965  970  975	95  —	2,7	0,0688	345
Тип электро- двигателя	Мощность на валу, кВт, при						Частота враще- । ния, мин—1	Максимальный момент, кгс-м	Маховой момент ротора, кгс-м1	.... Момент инерции ротора, кгс*м-с2	Вес электродви- гателя, кгс
	ПВ — 15%	ПВ - 25% 		Ф  II  ь:	о о  II  ц	30 мин	=  о					
МТР 311-8	10,5	9	7,5	6	7,5	6	665  680  695  710	27	Ы	0,028	170
МТР 312*8	15	13	11	8,2	11	8,2	680  695  705  720	43	1,55	0,0394	210
МТР 411-8	22	18	15	13	18  I	15	685  700  710  715	58	2,15	0,0547	280
МТР 412-8	30	26	22	18	26	22	705  715  720  730	90	3,0	0,0763	345:

Приложение XXXV

Технические данные металлургических электродвигателей серии МТН
с фазовым ротором 50 Гц, 220/380, 240/415, 400 и 500 В

Тип электро- двигателя	Мощность на валу, кВт, при						Частота враще- ния, мин—1	Максимальный момент, кгс-м	Маховой момент ротор?, КГС’М3	гЭ-И»0ЛЯ ЕйОЮЗ НИИ с! эн и хнэиодо 	1	Вес двигателя, кгс
	ПВ = 35%	ПВ = 40%	о в §	ПВ = 100%	9  о	60 мин					
МТН 111-6	3,5	3	2,5	2	3	2,5	870  895  920  940	8.5	0,195	0,00496	76
МТН 112-6	5,3	4,5	3,6	3	4,5	3,6	885  910  930  945	12	0,27	0,00687	88
МТН 211-6	8,2	7	5,6	4  4,2	7	5,6	900  920  940  955	20	0,46	0,0117	120
Тип электро- двигателя	Мощность на валу, кВт, ттртт						/ Частота враще- ния, МИН”1	। Максимальный момент, кгс-м	Мзх .вой момент ротора, кгс-м5	Момент инерции ротора, кгс*м*с’	В. С ДЕНГйТс.ЧЯ, КГС
	ПВ = 25%	о [ ё	ПВ « 60%	а  И §	я  л  о с?	5  О					
МТН 311-6	13	11	9	7	11	9	В 25 940 955 965	32	0,90	0/229--	470
МТН 312-6	17,5	15	12	9	15	12	945  950  960  965	1 4?	1,25	0,0318	210
МТН 411 6	27	22	18	14	22	18	950  960  965  975	65	2,0	0,0509	280
МТН 412-6	36  »	30	25	18	30	25	555  965.  970  980	95	2,7	0,0687	345
МТН 311 -8	9	7,5	6	*  4,5	7,5	6	675  690  705  715	27	М	0,028	170
МТН 312-8	13	И	8,2	6	11	8,2	690 700 715 725	43	1,25	0,0318	210
МТН 411-8	18	15	13	ю	15	13	695  705  710  720	58	2,15	0,0547	280
МТН 412-8	26	22	 18	13	22	18	710  715  725  730	90	3,0	0,0764	345
МТН 511-8	34	28	23	18	34	28	695  705  715  725	102	4,3	, 0,1095	470
Тип электро- двигателя	Мощность на валу, кВт, при						Частота вращения, МН1|“»	Максимальный мо- , мент, кгс*м	Маховой момент ро- тора, кгс*мг	Момент инерции ро- тора, КГС-М’С*	Вес двигателя, кгс
	1Л См  II  э	ПВ ₽ 40%	ПВ - 60%	К  с:	ник ОР	| 60 мин					
МТН 512-8	45	37	31	25	45	37	695  705  715  725	140	5,7	0,145	570
МТН 611-10	53	45	36	28	53	45	560  570  575 '  580	236	17	0,4325	900
МТН 612-10	70	60	48	35	70	60	0 1РЛО О хЯ гЯ Ю и?	320	21	0,534	1070
МТН 613-10	90	75	60	40	90	75	570  575  580  585	420 .	25	0,636	1240
МТН 711-10	125	100	80	65	125	100	580  504  588  592	465	41	1,045	1550
МТН 712-10	155	125	100	80	155	125	580  585  590  593	580	51	1,3	1700
МТН 713-10	200	160	125	100	200	160	582  586  590  593	745	60	1,53	1900


1

$
Тип двигателя	Размеры, мм														
	ь.	^10	।	&11		1	4,	|Д	"• 1	^19 |	1		1		^10	|	ч 1	Д,
МТР ОН	8	180	230	50	133	28	—	—	19	112	7	31	20	302	60
МТР 012															
МТР (Н) 111	10	220	290	60	137	35				132	8	38		342	80
МТР (Н) 112															
МТЕ (Н) 211	12	245	320	65	158	40			24	160		43		385	ПО
МТЕ (Н) 311	14	280	350_		776	50				180	9	53,5	23	444	
МТЕ (Н) 312															
															
МТР (Н) 411	18	330	440	90	198	65	59,75	М42ХЗ кл. 3	28	225	11	64,88	26	527	140
МТЕ (Н) 412															
МТН 511	20	380	500	103	212	70	64,75	М48хЗ кл, 3	35	250	12	70,38	30	580	
МТН 512															
МТН 611	25	.520	650	115	320	90	83,5	М64х4 кл. .3	42	315	14  V	90,75	50  •	770	170
МТН 612															
МТН 613															
МТН 711  < . ...	32	640	790	145	383	по	101,75	М80Х4 к л. 3	48	400	18	110,88	55	933	210
МТН 712															
.МТН 713															

	—г*-------т------—---------—-------------------

’ "Д/ 6



Продолжение прил. XXXVI

Тип двигателя	Размеры, мм												Концы валов	Вес, кгс
	Дз	1 и	Дщ	Дц	Дп	| Д^о	1 ч	।	Д»4		1 ч	г	6		
МТЕ 011	—	5	150	200	60	515,5	132	585	64,5	202,5	5	4	Цилиндрические	51
			190	240		550,5	127	520						
МТЕ 012										217,5				58
МТЕ (Н) 111						583,5	140	673	86,5	228,5		5		76
МТР (Н) 112			235	285		623,5	135	713		246				88
МТЕ (Н) 211		8	243	306	70	700,5	150	820	118,5	263				120
МТЕ (Н) 311			260	320	80	748	155	859,5	118	277,5		5,5		170
МТР (Н) 312			320	380^		823	170	934,5		322,5				210
МТЕ (Н) 411	105	10	335	395	85	877	175	1027	147	336	Ю	5,88	Конические	280
МТР (Н) 412			420	480		952,5	.165	1102		368,5				345
МТН 511			ЗЮ	400	ПО	1014  1114	251  271^	1164  1264	150	396		6,38		470  570
МТН 512			390	480						456				
МТН 6!1	130	15	345	446	120	1152	256	1335	189	409		6,75		900
МТН 612			445	546		1252	256	1435		459				1070
МТН 613			540	640		1347	256	1530		507				1240
МТН 711	165	18	440	580	155	1423	323	1615	230	523		8,88		1550"
МТН 712			510	650		1493	323	1715		558				1700
1 МТН 713			590	730 |		1573	323	1795		593				190»
Ж	Приложение XXXVII

Габаритные и установочные размеры электродвигателей серий МТЕ, МТН фланцевого исполнения

Продолжение прил^ XXXV/]

Тип электро- двигателя	Размеры, мм																		
		^19		б,*							^иа	^14		• -	| й.		Лю		I,
МТЕ ОН  МТЕ 012  МТЕ (Н) 111  МТЕ (Н) 112  МТЕ(Н) 211  МТЕ (Н) 311  МТЕ (Н)312  МТЕ (Н) 411  МТЕ (Н) 412  МТН 511  МТН 512	8	180	230	50	133	28	—		19	255	14	280	215	112	7	31	20	302	60
	10	220	290	60	137	35				300	18	330	250	132	8	38		342	80
	12	245	320	65	158	49			24					160		43 *		385	но
	14	280	350	75 	176	50 !						350		180	9	53,5	23	444	
	18	330	440	90	198	65	59,75 ;	М42ХЗ кл. 3	28	''350		400	300	225	И	64,88	26	527	140
	20	380	500	106	212	70	64,75	М48ХЗ кл. 3	35	400		450	350	250	22	70,38	30	580	
	Тип		размеры! мм																1 Е, Й  5	а О  д	о
электрод в]! гате ля				ь*	| Аю	Ьц		^25	/-21		1Во	^•ю	^Я1	Дав		1*49	7		Кол-во  СТйЙ	Концы	а  о а
МТЕ 011					150	200	60	4	12		520	1  550	132	585		202,5					56
МТР					190  235	240  285				183	555  586	585,5  616,5	127  140	620  673		217,5  228,5		4			63  82
МТЕ	(Н)	111		5																ц а о	
МТЕ	(Н)	112							14		626	656,5	135	715		246	5	5	4	X  $	94
МТЕ	(Н)	211			243	306	70	5		207	701	731,5	150	820		263				Ь  §	129
МТЕ  МТЕ	(Н)  (Н)	311  312		8	260  320	320  380	80		16	224	742  817	771,5  846,5	155  170	859,3  934,5	0	277,5  322,5		5.5			183  223
. МТЕ  МТЕ	(Н)  (Н)	411  412	105	10	335  420	395  480	85		18	237	880  955	910  985	175  165	1027  1102		336  368,5	10	5,88	8	(У X  О	295  360
 МТН 511  МТН 512					310  390	400  480	по		22	326	1014  1114	1045  1145	251  271	1164  1264		396  456		6,38		О	490  590 1

Примечание. — только для вертикально-фланцевого пополнения двигателя с одним конном вала.

															п н
МТКР 412-8	МТКР 411-8 	 		3  СЮ Ю СО	МТКР 311-Й	5  3  г? О	91И	МТКР 312-6		 1  МТКР зн -б	МТКР 211-6  1	3  7]  о>	3  а»	мткр 012-е	л  9'ПО 3>]1И	Тип электро- двигателя		ехнические д корогксзамкн
с	го ю	V	о  СП	о	ы о	Р  СЛ	4-	о  « 'ел	аъ  VI	’сл	сч	ля	/75-15%	о ч	анные утым
ы	со	3	«о |	Сй о	к>  -ч	VI	сю	о	VI  ’м		Г'ф	'-Ч	П 25=25%	1 н г	крановый ротором 5
№  Ю	от	-	СП	Со о	* Ья	Е 1	-	-ч  СП	ся	Со сл	’ю		/73=40%	па валу, кЕ	
ОО	ОЭ	<ю го		СЛ	СО	ГС	С5	о>	4*	Й5	—		/7^60%		о си  Е Г?
ю о	00	-	’Ч  1л	о	1 8	V		’сл	си	СЮ  СИ	ЕО  го	*	30 мин	44  *5	ктродвига 1, 220/380
к> м	*	2	С1	я	Со	М	(О	ст>		м а	М		00 мин		
675  690  ГСО  710	•к! О) О* О С <0 со сП Ей VI ос	675  690  700  710	-ч о о л о о -ч с. шооо	910  920  935  950	со <д <*. ы СЛ V? “ О О СЛ СП СП	со «Оса ю  СЮ — О <710 01 о	(Д 40 СР 0& СЮ — О СО □ О^|С'	<с СОСО со — СО —о о о о о	845  870  893  920	ю сю СП СО — сю СП 5-3 Г.П01С01	СР Ж со -1 — со сю СО ^ЮСпС.	780 $35 875 900	Частота вра- щения, мин-1		телей серм( и 500 В
100	* СП  -ч	СП	СЧ ОЗ	о о	-ч сю	О о	сю  <0	м	Ъ»	в  *СЛ	р	"лэ	Максималь- ный момент, кгс-м		
8	о □ 1		СЮ М	о VI	к>	СЛ о	СЮ оа	ьэ	"сп	о	р	*м	Пусковой мент, кгс-	МО- АЗ	1 МТКЕ
	ы	СП «		О	о	ля	О  Ой	а	1  1 »	_сэ  сс	о	о о Сю	Маховой мо- мент, кгс-м		
о е  о	р о ' С.И  -ч	Р О СЮ Ф	О е? ЕС Со	О  о о	О «	о  о  о Сн Сп	Ф  О №  О СП	о  Ъ  Ь5	о о  о	о о о  СЛ Со	о о о (V со	КЕОО'О	Момент иигр- ' цш.г ротора, кгс - м-с *		
<л	ю  сл	3  СП	оп сп	о  СЛ	к? ся Сл	3  Ст	С»'	1 *	с» а	о	СЛ со		Вес двигате- ля, кгс		

111Л XXX эпнэжохпс!ц
&.

ё Габаритные и установочные размеры электродвигателей серий МТКР, МТКН
о	/





г_____ГСП)

Минимальное

ю»дхом Семшяпюра и
механизм



Тип
электродвигателя

Размеры, мм

МТКР 011

МТКР 012

	1				1	35	—						20		
мткр 1п  МТКР 112	10	220	290	60	134				19	132	8	38		342	80
МТКР 211  МТКР 311  МТКР 312	12	245	32С	65	156,5	40			24	160		43		385	110
	14	280	350	75	180	50				180	9	53,5	23	444	
МТКГ 411  МТКР 412	18	330	440	90	211	65	59,75	М42ХЗ кл. 3	28	225	11	64,88	26	527	140

Тип эл с к тродвигател я	Размеры, мм													
		1,		^11	Ь1л	^-30	^-*1		^-3?		Г		Концы валов	Вес, кгс
мт кг он  МТКР 012	—	5	150  190	200  240	60	415,5  450,5	132  127	485  520	64,5  64,5	202,5  217,5	5	4	Цилиндриче- ские	47  53  70  80  ПО  155  195  255  315
МТКР 111  МТКР 112			235	285		484,5  524,5	140  135	574  614	86,5  86,5	228,5  246		5		
МТКР 2И  МТКР 311  МТКР 312		8	243  260  320	306  320  380	70	586  637  712	150  к  155  170	706  748,5  823,5	118,5  118  118	263  277,5  322,5				
												5,5		
					80									
МТКР 411  МТКР 412	105	10	335  420	395  480	85	749 ;  824	175  165	899  974	147  147	336  368,5	10	5,88	Конические	
М

				1 :		—		—					1						1 1					—•
МТКГ П1  МТКГ 112  МТКГ 211  МТКГ 311  МТКГ 312  МТКГ 411  МТКГ 412	10	220	290	60	35						300		18		330	250		132	8	38		342	80	
	12	245	320	65	40					24								160		43		385	НО	
	14	280	350	75	50										350			180	9	53,5	23	444		
	18	330	440	90	65	59,75		М42ХЗ кл.З		28	350				400	300		225	11	64,88	26	527	140	105
Тил алектро- двнгателя	Размеры, мм																							Количе- ства от- верстий	Коппы валов	а г  Я а
		^10	Ь-и	А1Я	^20				^30	I*  30		^31		^-33			^4»			Г				
МТКГ он МТКГ 012  МТКГ 111  МТКГ 112  МТКГ 211  МТКГ 311  МТКГ 312  МТКГ 411  МТКГ 412	5  8	150  190	200, 240	60  70  80	4	12	96  98		421  456  488 528  588  631  706  752  827	449  484  516  556  616  659  734  780  855		132  127  140  135  150  155  170  175  165		485  520  574  614  706  748,5  823,5  899  974		13  14  11	202,5  217,5  228,5  246  263  277,5  322,5  336  368,5		42.  62  62  90,5  88,5  106  136  133,5  176	5	4	4	Цилиидрнче скне	51  59  77  87  118  164  204  270  330
		235  243  260  320  335  420	285  306  320  380  395  480		5	14  16															5			
							104																	
							118,5									5  8					5,5	8		
	10			85		18	117													10	5,88		Кони- ческие	
Примечание. Ь39— только для вертикального фланцевого исполнения двигателя с одним концом вала.																								
Основные размеры и вес редукторов

Типоразмер редуктора	Размеры, мм														
	Ас	аб	Ат	А»	А,	А3		а4	А.	в	вг	в,	В3	в.	Но
Ц2-250	250	100	150	75	285		.			210	260	167	260	60					160
Ц2-ЗОО	300	125	175	90	350			—	250	300	202	300	70	——	190
Ц2-350	350	150	200	100	200	400		—	280	330	228	330	70	—	212
Ц2-400	400	150	250	150	250	500		—	320	380	256	380	85	——	265
Ц2-500	500	200	300	190	320	640		—	360	440	310	440	100		315
112-650	650	250	400	190	260	520		515	470	560	404	560	100	284	315
Ц2-750	750	300	450	225	300	—		565	560	650	463	650	120	320	355

Продолжение прил. ХЫ

Редукторы 1/2-650 и №750

Типоразмер редуктора	Размеры, мм											Количе- ство от- верстий, Л	Вес (бел масла), кгс
	Н	Нг	Нт	Е	Ь1	Ь3	и	м	м,	1	а		
11,2-950	310	18			515	400	220	Ч 253	182	247			22		85
Ц2-300	362	22	—	620	475	255	288	215	275	‘—	26	4	136
112-350	409	25		700	550	300	313	238	300	—	26		204 |
Ц2-400	505	27		805	640	325	358	287	340	‘—-	33	6	317
Ц2-500	598	30 ’	—	985	785	390	413	340	385	—	39		505
Ц2-650	695	36	95	1270	9Ю	480	473	443	410	515	46		1090
Ц2-750	783	40	100	1455	1040	570	—	498	445	565	46	8	1650
Размеры, мм, концов валов и применяемые подшипники



П родолжение прил. ХЫ1

Типоразмер редуктора	Быстроходный вал						ТИХОХОДНЫЙ вал														
							Цилиндрический конец (Ц)								Конический				конец		
		1	С1	1		Я	Й,(Г6)					^7		и			*4	с5		ь.	
Г12-250	30	50	20	16,5	8	45	65	105	20	71,5	18	32	10	2	65	108	280	32	34	18	100
Ц2-300	55	60	20	19,5	10	48	75	115	25	82	20	50	12	2	75	103	300	35	39,5	20	ИО
Ц2-350	40	85	25	21,5	12	58	85	130	25	93	22	50	12	2	85	135	345	35	44	22	125
11.2-400	50	85	25	26,5	14	70	95	130	25	104	25	50	12	2	95	125	375	40	49	25	140
Ц2-500	60	108	32	31,0	18	88	ПО	165	22	120	28	80	12	3	ПО	170	445	40	57	28	175
Ц2-650	70	108	32	36,5	20	95	140(56)	200	22	152	36	80	12	3	140	205	550	45	73	36	210
Ц2-750	80	135	35	41,0	22	115	170(56)	240	26	184	40	105	16	3	170	245	650	55	88	40	250

Типоразмер редуктора	Тихоходный вал																			Применяемые подшипники
	С венцом для зубчатой муфты (М)												С концом для присоединения командоапларата (КА) ,							
							Л		С*	*3	т	г	(Л1)	еда						
Ц2-250	72	62	95	140	198	38	43	180	61	20	3,5	40	70	25	40	6	5	15	145	2306; 7208; 7214; 2007116
Ц2-300	80	70	105	200	227,5	50	55	205	64,5	25	5	40	80	60	40	8	5	20	165	2307; 7310; 7216; 2007118
Ц2-350	ПО	100	140	240	255	60	65	230	40	30	6	40	90	75	55	8	5	20	180	2308; 7311: 7218; 2007120
Ц2-400	ПО	100	140	240	280	60	65	255	69	30	6	Чо	100	75	55	8	5	20	205	2310; 7514; 7220: 2007124
Ц2-500	15Л	60	215	320	330	66	85	295	20	40	$	40	,120	75	55	8	5	20	235	2312; 7517; 7224; 2007128
Ц2-650	160	70	230	400	410	70	90	370	20	50	10	40	150	75	55	8	5	20	295	2314; 7522 ; 7230; 2007132
Ц2-750	200	140	290	480	480	90	105	430	45	60	12	40	130	75	55	8	5	20	340	2316; 7526; 7536; 2007138

Примечание. Подшипники 2007116...2007132 применяются только на тихоходном валу с венцом для зубчатой муфты
(со стороны венца).
Исполнение конца тихоходного пала

Исполнение	ОбозЕгаченме	Схемы сборки
Цилиндрический	ц	1..Л5
Конический	к	1..Л5
С венцом для зубчатой муфты	м	! ,..6;  10..Л5
Для присоединения командоаппарата	КА	10.. .15
Числа зубьев в редукторах

Общее передаточное число	Ступень редуктора			
	I		II	
	Шестерня	Колесо	Шестерня	Колесо
8,32  9,8  12,41	28  25  21	59  62  66	20	79
16,3  19,88  24,9  32,42	21  18  15  12	66  69  72  75	16	83
41,34  50,94	12  10	75  77	13	86

Приложение ХЬУ

Мощность, кВт, на быстроходном валу редукторов

Типоразмер редуктора	Частота вра- щения быст- роходного вала, мин-1	режим работы	Общре передаточное число								
			ПЭ  СО	о СО  о>	СЧ	о со  о	8 с?	О о  »г 04	С-1  СЧ	л	О  из
		Л	29,0	25,0	20,5	13	11	9,5	7	6,2	5,2
	600	с	19,3	17,1	15,2	11,3	9,4	7,0	5,2	4,2	3,9
		т	14,2	12,5	9,9	7,2	6,4	5,5	3,6	3,0	2,6
		ВТ	9,6	8,2	6,7	4,6	4,2	3,6	3,0	2,0	1,7
		я	7,9	6.7	5,3	3,6	2,9	2,3	1,8	1,2	1,0
		л	33,0	30,5	25,5	18,5	15,0	12,5	10,5	7,5	6,5
		с	23,0	19,7	16,6	13,5	11,1	9,4	7,6	5,6	4,2
	750	т	16,6	14,5	12,3	3,3	7,3	6,9	4,5	3,5	3,0
		ВТ	12,0	10,1	8,1	5,5	4,9	4,1	3,6	2,4	2,0
Ц2-250		н	9,1	8,3	6,6	4,5	3,7	2,9	2,2	1,5	1,2
		л	37,0	30,5	25,0	20,0	17,0	14,0	11,5	9,8	8,2
											
		с	27,1	23,8	20,5	17,3	14,1	11,7	9,2	7,3	6.0
	1000	т	17,8	15,6	14,1	10.2	8,9	7,6	5,0	4,2	3,5
		ВТ	14,5	12,1	10,7	7,2	5,9	5,0	4,3	2,9	2,7
		н	12,0	10,0	8,0	6,0	4,9	3,9	3,0	2,0	1,6
		л	56,5	49,5	40,5	32,5	27,5	22,5	17,0	13,0	11,5
		с	34,0	30,2	25,4	23,8	19,0	16,5	11,9	9,8	8,5
	1500	т	25,1	21,3	18,3	13,7	12,0	10,1	7,1	5,5	4,7
		ВТ	22,1	18,6	14,7	9,9	9,0	Л1	5,5	3,8	3,2
		н	18,1	15,3	12,1	8.1	7,4	5,8	4,5	3,0	2,3
Типоразмер
редуктора

Общее передаточное число

И О X												
о 1										
-  Г “ о л =! щ X Ч	X 5 » к	СЧ с*э		чГ		со 00	о о>		«5	Э)
	Ф га О. СХ	а>	о>	СЧ		СП	гч	СЧ		о" од
	Л	38 ,5	33,0	26,5	23,0	19,0	(5,0	11,5	9,5	7,5
	с	33,6	29,4	24,7	18,0	15,8	12,6	8,3	6,8	5,6
600	т	21,7	19.4	16,4	11,6	10,2	8,8	6,7	4.6	4,2
	ВТ	15.3	13,1	10,8	7	6,8	5.8	4.8	3.3	2.8
	н	11.6	9,8	7.7	5.8	4.7	3,8	2.3	1,6	1,4
	Л	40,0	40,0	33,5	29,0	24,0	19,0	14,5	11,5	10,0
750	с	40,3	35,7	29,5	21.6	17,8	16,1	10,4	8.3	7.4
	т	26,4	23,3	19,6	13,3	11,6	И,1	7,9	5,5	4,8
	ВТ	17,4	14,7	12,8	8,7	77	6,6	5,8	3,9	3,2
	И	14,5	12,2	9,7	7,3	6,0	4,8	3,6	2,2	1,2
	Л	49,0	43,0	35,5 :	31,5	29,0	20 0	18,0	14,0	12,5
1000	с	44.2	39,7	31,2	25,0	20,6	18,3	14.6	11,6	97
	т	30,6	28,2	24,4	16,2	13,9	11,5	9,7	7,3	6,9
	ВТ	22.9	19,4	15,3	10,3	9,9	7,8	7,0	47	4,4
	И	юл	13,6	10,8	8,6	7,0	6,3	4,5	2.8	23
	Л	68,5	62,5	53,0	43,0	40,0	33,0	27,5	21,0	18.5
1500	с	55,6	48,2	39,8	31,6	26.5	21,2	19,3	14,0	12,4
	т	39,6	33,6	28,9	20,6	20,0	16,2	13,5	8,9	7,6
	ВТ	34,7	29,5	23,3	15,7	12,9	11,3	8.5	5,8	5/2
	н	24,4	20,1	15,8	14,4	И7	9,4	6,0	4,2	3,6
	Л	62,0	54,5	49,5	35,8	30,5	25,7	19,5 1	15.2	12,5
000	с	45,7	39,6	34,0	26,8	22,3	16,6	12,0]	10,2	9,4
	т	30,4	29.4	25,7	17,2	15,2	13.0	н.о^	7,2	6,3
	ВТ	20,6	17,7	16,1	10,9	10,0	8,6	7.3	5,0	4.2
	н	17,1	16,0	12,5	8,5	7,0	5,5	4,3	2,9	2,3
	Л	76,0	65,0	55,0	44,0	36,0	30,0	20.0	18,5	15,0
750	с	61,0	57,0	43,5	32,0	26,5	22.4	16.6	13,4	И,1
	т	35,8	31.6	29,2	19.5	177	16,6	12,9	8,4	7,3
	ВТ	26,0	21,8	17,6	13,2	11,5	9,9	8.7	5,9	4.9
	П	21,4	18,0	чз	10,7	8.7	6,9	5,4	3,6	2,9
	Л	80,0	78,0 ।	62,0	47,0	43,5	36.0	27,5	22,0	20,0
1000	с	71,9	61,2	50,7	37,1	33,5	27,1	21,8	17,3	14,5
	т	42,8	39.0	33,0	24,1	21,1	18,1	15,6	10,2	9,0
	ВТ	34,5	28,6	23,0	15,6	14,0	11,9	10,3	7,1	6.5
	н	28,7	23,9	19,2	12,9	117	9,2	7.1	4,9	3,9
	Л	134	Н7,5	96,5	71,0	59.5	54,0	40,0	31,5	27,5
	с	97,5	84,7	70,0	51,4	437	39.5	30,2	24,4	20.4
1500	т	59,0	50,0	43,3	28,6	25,6	24,1	21.5	13,3	11,4
	ВТ	52,0	43,7	34,6	23,4	19.1	15,2	11.8	8,9	77
	н	43,0	36,2	28,7	19,4	15.9	12,6	10,7	7,3	5.9

|т  Типоразмер редуктора	Я •	14  чю ~ Г  2 Ё « * / « О к.  О га  Р1 3	Режим работы	Общее передаточное число								
			СЧ ГО  во	о СО егГ		О  уз	ОО ОЭ  □>	8  СЧ	СЧ  м	<5	ч* о  о од
		Л	98,0	97.0	80,5	70,0	60,0	49.5	39.0	29,5	24,5
		С	63.0	55,0	48,4	48,4	43,6	36,6	24.6	20,1	16,3
	600	Т	47,6	42,4	33,6	33,6	26,1	13,8	12.0	12,0	9,4
		ВТ	40,5	34,9	29,4	21,3	19,7	16.4	10,0	9,7	8,1
		н	33,5	28,4	22,4	16,7	13,6	10.9	8.4	5,7	4,6
											
		Л	102,5'	102	91,0	86,^	71,5	бо.о	48,5	36,5	30,5
		с	63,5	58,8	53,6	53,6	46,5	38,6	28,9	26,3	19,9
	750	т	53,0	45,2	39,2	38,9	30,0	21,6	13.1	13,8	9,8
		ВТ	48,6	42,7	34,2	25,6	22,6	19,3	12,9	11,5	9,6
		И	55.6	46,3	37,3	25,2	20.6	18,2	13,6	9.5	7,7
Ц2-400		Л	138	137	111	92,0	77.0	70.5	54.0	43,5	39,7
		с	72,8	68,5	54.5	54,5	49,4	44,5	34,3	30,1	24.0
	1000	т	65,0	57,4	4.3,6	42,8	33,6	26,8	16.8	16,8	П.9
		ВТ	61,2	52,7	42,2	30,3	24.9‘	23,2	15,0	13,8	10,0
		н	55,6	45,3	37,3	25,2	20,6	18,2		9,5	7.7
		Л	179	178	158	138	116	96,0	80,0	62,0	54,5
		с	102,0	91,3	81,0	81,0	64,0	49,5	36,8	36,8	31,0
	1500	т	82,3	70,0 (8,3	60,8	57,3	47,5	34,3	21,8	21,8	16,9
		ВТ	81,8		57,2	45,3	37,3	29,7	20,0	17,4	15,0
		И	77,4	65,2	56.0	37,7	30,9	24,7	19,0	14,3	11,6
		Л	210	188	152	117	103.5	86,5	66,5	51,0	42,0
		с	137,0	120,0	113,0	82,5	75.2	53,3	42,7	34,5	31,8
	600	т	102,0	90,6	77,0	5^	51,0	44,1	28,7	24,1	20.4
		ВТ	64,0	54,5	45,0	32,5	31,0	26,6	21,6	13,5	12,0
		н	57,8	49,0	38,7	26,3	23.6	19,0	14,3	10,0	8,0
											
		Л	245	221	187	136	123	103	83.0	64,0	52,5
		с	163,0	140,0	112,0	103.0	89,2		52.7  32,8	42,2	Д7.0  23.3
	750	'Т	121,0	106.0	84,7	61,0	58,7	51,5		28.4	
		ВТ	87,5	74,0	59,0	40.0	^0'	33,0	29,3	20.2	16,8
Ц2-500		н	72,5	61,2	48,4	32.9	29,6	23,6	18,2	12,4	10,0
		Л	301	257	218	159	134,5	122	100	75,0	67,5
		с	197,0	178,0	143,0	122,0	104,0	91,7	68,6	58,5	49,0
	1000	т	145,0	132,0	103,2	74,2	65,4	52,8	40,2	37,0	28,5
		ВТ	115	37,0	77,0	52,5	42,5	40,0	35.0	24,0	22,0
		н	97,0*	82,0	64,0	44,0	36,0	31,4	24,0	16,5	13,5
		Л	415	396	324	239	201	166	139	107	94,0
		с	248,0	217,0	189,0	174,0	147,0	116,0	83,0	82,2	68,5
	1500	т	194,0	169,0	145,0	98,7	67.7	74.0	53,5	44,5	38,3
		ВТ	160	149	117	80,0	65,4	52,0	43,4	29,2	26,5
		н	132*	123*	97,0’	66,0	54,0	43,0	86,4	25,0	20,2
Типоразмер редуктора	, Частота вра- : щения бькт- : роходного вала, ынн — '	. Режим ! работы	Общее передаточное число								
			с]  СО	Сэ йО	Ч1 ч—«	о и  л	со со  с?	о О1  СЧ	32,42	1 41,34	о 1Л
		Л	368	326	261	217	188	156	124,5	94,5	79,0
		с	266	240	199	159	137	113	89,5	64.4	58,2
	600	т	204	177	148	118	102 ):	83,6	57,3	56,0	4!,7
				ВТ	169	149	123	87.1	80,0	68,5	51,7	39,2	33,4
		н	141*	122*	100	67,0	55,9	44,5	34,3	23,4	19,1
		л	432	374	321	258	222	187	150,5	125	95,5
		с	315	264	234 .	189	162	137	ПО	84,5	69,8
	750	т	220	191	164	148	116	99,5	83,5	63,5	47,1
		ВТ	206	174	146	101	88,5	77,6	67,6	46,5	38,9
Ц2-650		н	172*	145*	120*	88,6	68,4	55,6	42,6	29,5	23?8
											
		л	525	470	390	305	274	233	174,5	146	122
		с	360	315	263	223	198	171	128	107	89,1
	1090	т	270	238	195	167	149	111	75,7	75,7	55,0
		ВТ	253	226	188	177	106	91,0	74,3	54,4	48,1
		И	222*	191*	157*	107	89,4	72,2	56,9	39,0	31,7
		л		-	610	530	430	360	310	260	200	170
		с	—~	396	331	314	268	221	162	152	125
	Ь500	Т	—	308	252	230	197	151	99,6	89,5	73,7
		ВТ	—	294	230	186	152	125	99,0	69,6	60,8
		н	—	267*	221 ♦	157*	127*	105	83,1	57,6	47,5

Примечание. Значения мощностей, отмеченные звездочкой, могут
быть реализованы только при наличии специального охлаждения редуктора.

Приложение ХЕУ/

Предельная консольная нагрузка, кгс, на конце тихоходного вала

Типоразмер редуктор3	Режим работы				
	Л	с	Т	ВТ	н
Ц2 250	1200	1800	1250	630	630
Ц2-300	2000	2250	1400	800	800
112-350	3200	2500	1800	1000	1000
Ц2-400	3200	2500	2000	1400	1000
Ц2-500	5000	4000	2500-	2000	1400
Ц2 650	6300	7100	.4500	2500	2000
Ц2-750	10000	12500	6300	3200	3200

Примечания: 1. Консольные нагрузки, указанные в таблице, счи-
таются приложенным । э середине шейки цилиндрического или конического
конца и в середине гнезда зубчатого вала по оси зубчатого венца; 2. Если
консольная нагрузка действует одновременно на Два конца тихоходного вала,
то нагрузка на каждый из них не должна превышать 50% значений, указан-
ных для среднего режима (С).
Габаритные размеры, мм, и техническая характеристика зубчатых муфт с тормозными шкивами

р

17 В*220

р.н-здн 'гиф Ан кипЪин такиэд		0,00763 0,0471 0,1375, 0,356
.и	*”а5  хнэпоп идо о ход		о о о о  О —-* 10 чт'  •
зли  'нхфЛн зод		со ю о  10 — С0СЧ — СС со
		10 10 Ю 10 иО X О
’ъ		ю 1р Ю  О) Ф о  СС о и0   •  а>  ООО о: о: с
		40^.55  40... 55  55  65
		112 123... 145 158... 189,5  185
		ъо  О СЧ 10  1^ СО О СЧ  СЧ СЧ СО  10 10 И0 1П СГ: -Т X О — СЧ
са		170  220  250  290
Зубчатое зацепление	г ‘аочд^Е ОСРИ!>	О О ОС О  Ю ТГ 1О
	нм	10 о оо оГ со со со
Н’ззя 'цех - ф А и г । м кэ -г ы ьЪ* а<1 а 1 л '1Н01ЧОК уиТпкь -А<1н цигач^прнрл		О О иэ О ( - 71 Ь ср СС Щ ОО
кл  'х(7 паняпт одон ’ЕПИЙО! (1ХЭЙ|ЕИ1/		О о О О о о о о еч <0 -ч ю

э1 о
Габаритные размеры, мм, и техническая характеристика упругих
вгулочно-пальцевых муфт с тормозным шкивом

Диаметр тормозного шкива  От, мм	в	а		ь	1	Число пальцев 1		Вес, кгс	Маховой момент  кгс • и2	Момент инерции  Ар  КГС’М'СЕ
200	70	40	115	100	80	4	7,6	0,3	0,00763
250	90	40	135	100	80	4	14,0	0,7	0,0178
300	90	50	170	130	НО	6	21,5	1,4	0,0356
400	120	СО  1	210	160	ПО	6	41,0	5,0	0,1275
Приложение ХЫХ

Колодочные тормоза типа ТТ переменного тока. Характеристика
и размеры

Типоразмер тормоза	Тормозной момент наибольший, кгс*см	Тормозной Шкив		Отход колодки наибольший, мм	Время, с			Допустимые		1  Вес, кгс
					затормажива- ния, наименьшее	расторма ж циа- нин, наименьшее 	1	затормажияання и растормажипа- . пня, наибольшее	число включе- ний о час	продолжитель- ность включения	
		диаметр, мм	ширина, мм							
ТТ-160 ТТ-200	1000  2000	160  200	75  95	1,0  1,3	0,2  0/	0,2  0,2	2  8	720	100%  1	18,8  35,5
ТТ-250  ТТ-320	4000  8000	250  320	105  135	1,2  1,65	0,25 о л	0,4  0,25	4  4			72,2  89,0  1 ..

17*

51л
ел

Г идротолкатель

Типоразмер тормоза	Тип	Тяговое усилие* наибольшее, кгс	Ход поршня, мм	Эле кт ро дви тэте л ь			
				Тип	Мощность, Вт	Чистота вращения, мин — 1	Род тока и напряжении
ТТ-160	ТЭГ-16	16	25	ДГТ-200	200	2850	
ТТ-200	ТЭГ-25	25	52	ДГТ-200	200	2850	Трехфазный,
ТТ-250	ТЭГ-25	25	50	ДГТ-200	200	2850	220'380 В
ТТ-320	ТГ-50	50	50	АМ	200	2850	

Размеры, мм

Типоразмер тормоза	о	1	1	/4	В	5,	ь		Н	Л	а	Ход		
												$	на- чаль- ный	нац- бол ь- ШИЙ
ТЫ 60	160	445	150	70	168	70	102	36	336	125	13	40	И	23
ТТ-200	200	.551	[95	90	196	90	120	48	390	170	13	50	14	28
ТТ-250	250	610	250	НО	196	100	120	60	418	200	18	60	30	45
ТТ-320	320	735	295	140	212	130	120	80	500	250	18	80	30	45
Типоразмер тормоза	Тор* МОЗ но й момент, КГС  М	Отход колод- ки,  1 мм	Размеры, мм															
			О	в	В,	в,		с4	С,	с,	с’ 1		1 "	нл		/г»	с 1	ь,
ТКТГ-200м	<30	1,0	200	90	90	196	12!	350	60	120		г 400	7	170			585	205 ,
ТКГ-200	25					213	125		80			436					613	205
-ТКТГ-ЗООм	80	1,2	300	140	140	227		зоо		150		526	12	240			771	285
ТК.ТГ-400М	1505	м	400		180	227		340	90	90		630	114	320			935	380
ТКТГ-ЗООм	250	1,6	500	160	200			410	100	100		795	132	400			1184	448
ТКТГ-600	500	1.75"	600	230	240	271		500	126	'	780	945	132	475	380	420	1428^	560
ТКТГ-7ОО	800	1,8	700	260	280	295		610	150		890	1081	172	550	430	470	1583	625
ТКТГ-800	1250	2,1	800	300	320	342		700	180		1020	1216	176	600	480	545	2020	695

	Типоразмер тормоза	Размеры, мм					Вес 1 тор- моза, кгс |	Толкатель			Плечи рыча ген, мм 	1	.						Шири - на шкива, мм	
			^3	•' 1	' 1	а		Тян	Уси- лие, кге	Ход, мм		6	Л	С	1.		
	Т кт Г -200м	300	525	6	22	18	34,2	ТЭГ-25	25	32							
	ТКГ-200	302,5"	540				37,6	ТГМ-25	25	32	135	305	22	60	170	95	
	ТКТГ-ЗООм	405	706	8	30	22	92	ТГМ-50	50	50	190	430	30	75	210	145	
	ТКТГ-400М	470	870			25	145	ТГМ-80к	80	50	250	525	32	75	210	185	
	ТКТГ-500М	630	1110				210	ТГМ-30			315	665	45	106	325	205	
	ТКТГ-600	715	1300	-	«г*	—				—	—	434	Т-160Б	160	60	380	800	50	115	325	250	
	ТКТГ-700	805	1455	8		38	605			90	430	900	40	150	360	290	
	ТКТГ-800	990	1710				840			140	480	1025	40	175	4$0	330	
Типоразмер тормоза	ЩирННЙ тормозной КОЛОДКН В, мм	Диаметр тормозного ШКНЙЯ &, мкт	Тормозной момент, кгс  см при		Давление, кгс/см4	Отход колодки, мм		Тип магнита	Вес тормоза, кгс
			/75=25 и 40%	775=100%		нормаль- ный	макси- мальный		
Т кт-100	70	100	200	110	1.2	0,4	0,6	МО-ЮОБ	12
ТКТ-200/100	90	200	400	220	0,9	0,4	0.6	МО- 100Б	25
Т К Т-200	90	200	1600	800	1,8	0,5	0,8	МО-200Б	37
Т КТ-300/200	140	300	1	2400	1200	0,8	0,5	0,8	МО-200Б	68
ТКТ-300	140	300	5000	20Ср	1,6	0,7	1,0	МО-ЗООБ	92

Типоразмер тормоза	Размеры, мм																
	А	Е	г	н	К	А1	У	о	7?	5	т	*		$1	а	а	с
ТКТ-100	336	130	•41; 208	239	40	65	46	\  37	300	ПО	8x8	4	100	6	13	15	120
ТКТ-200/100	475 1	130	260	395	60	90	55	47	400	175	11X11	6	170	8	18	20	180
ТКТ-200	518	177	333	407	60	90	55	47	400	175	11X11	6	170	8	18	20	212
ТКТ-300/200	670	177	400	605	80	120	81	72	560	250	14X14	8	240	12	22	20	270
ткт-зоо	775	243	«Л5	570	80	120	81	72	560	250	14Х 14	8	245	12	22	20	2'0


с

$

Типоразмер тормоза	Ширина тормозной колодки  В, мм		Диаметр тормоз- ного шкивы й, мм		Тормозной момент, кгс * см при				Цавле- пне, кгс/см8	Отход колодки, мм			Момент маг- иитал кгс < см при		Тип ьлектро- мапиита		Вес тормоза, Кгс	Ход штока, мм	
					/75-25%		।  ЛВ=40%			нормзл ь- ный	макси- мал ЬНЫЙ		р	о  1  с:				Ь ч п  С	макси- мальный
тип-100 ТКП-200/100 ТКП-200 ткп-зоо/юо ткп-зоо	70  90  90  140  140		100  200  200  300  300		200  400  1600  2400  5000		160  320  1300  2000  4400 \		1,4  1.5  2,0 0.9 1,9	0,4 .  0,4  0,5  0,5  0,7	0,6  0,6  0,8  9,8  1,0		25  25  ЮО  100  215	20  20  80  80  1*80	МП-100 МП-100  МП-200  МП-900  МП-300		12,5  25  34  65  84	1,2  1,2  2  2  2,5	2  2  3  3 ,  4
Типоразмер тормоза	Размеры, мм																		
	А	Е		я	н	К		м	М	0		/?	5	т		5	й		а
ТКП-100 ТКП-200/100  ТКП-200 ТКП-ЗОО/ЮО ТКП-ЗОО	352  498  543  675  715	132  132  17 8  178  223		224  272  327  395  435	274  415  437  577  606	40  60  60  80  80		65  90  90  120  120	46  55  55  81  81	37  47  47  72  72		300  400  400  560  560	1 !0  175  175  250  250	8X8  11X11  11X11  14X14  14X14		4  6  6  8  8	100  170  170  940  240	6  8  8  12  12	13  18  18  22  22
Техническая характеристика и габаритные размеры, мм, тормозных

Тип электро- магнита1	Момент элект- ромагнита, кгс  см					Угол поворота а, °		Момент веса якоря, кгс * см		Плечо штока ж, мм		Ход		якоря, мм		Ход шгока, мм				Работа расторма- кивания 2.	
	ПВ » 40%		ПВ = 60%									нормальный		максималь- ный		нормальный		максималь- ! НЫЙ			
																				Кгс	• см
МСМ00Б  МО-200Б  ЛЮ-300Б	55 400  1000		30 200 400			7,5  5,5  5,5		5  36  92		22  40  46		12  14  18		18  21  27		2,0  2,5  3,0		3,0  3,8  4,4		7,2/3,9 34,8/18,9 96/38,4	
Тип электро- магнита	г|	|л		Л1	О		С	в	Д		В	3	П		г	Я	В		Р	Б	Вес, кгс
МО-100 Б МО-200Б МО-ЗООБ	102  133  184	58  80  ИО		14  16  17	9  13  17		5,5  5,5  7,0	130  175  243	85  140  224		18  27  40	37  74.  104	32  60  90		143  235  310	182  297  387	100  135  150		7  9  10	107  174  227	4,4 16.5 40,0

1 При ПВ = 40% и 100.

2 Электромагниты изготовляют на напряжение 220, 380 и 500 В.
Коэффициенты кЛ и Л2, принимаемые при расчете зубчатых муфг кранов
е машинным приводом

Механизм		к г при режимах работы механизмов			
		Л	с	т	
подъема груза крюковых кранов то же, транспортирующих расплавлен- ные металлы изменения вылета  передвижения н поворота	1,3  1,5  1,4  1,2	м	1,2	1,3	1,5

Примечание. Для зубчатых муфт барабанов коэффициент следует
увеличивать на 20...25%.

Приложение ГУ

Размеры зацеплений стандартных зубчатых муфт
е прямолинейной образующей зубьев (ГОСТ 5006—55)

Номера муфт	Наибольший момент, пере- даваемый муфтой, кгс • м	Модуль ГП, мм	Число зубьев |2	Ширина зуба мм	Толщина зуба мм
1	71	2,5	30	12	3,65
2	ИО	2,5	38	15	3,65
3	315	3	40	20	4,35
4	560	3	48	25	4,35
5	800	3	56	25	4,35
6	1180	4	48	30	5,83
7	1900	4	56	35	5,33
8	2360	4	62	35	5/3
9	3000	6	46	35	8,91
10	5000	6	56	40	8,9!
11	7100	8	48	45	11,92
12	10 000	8	54	50	11,92
13	15 000	10	48	60	14,91
14	20 000	10	54	65	14,91
15	25 000	10	58	70	14,91
16	37 500	12	56	75	17,80
17	56 000	12	64	90	17,80
18	75 000	12	72	90	17,80
19	100 000	12	80	ЮО	17,80
Л	Л»	а	(11		в	я»	ь	я	г	Теорети- чески й вес, кгс, не более
500	230	50	80	175	50	80	80	18	13	20
.^50	290	55	85	220	70	НО	110			30
' 320	360	70	120	275	80	120	120	20	20	40
400	450	95	150	350		130	130	25	25	80
										90
500	550	115	175	440	Гоо	150	150	35	35	140
560	600	100	310	500	90	130	180		20	190
630	680	135	200	530	100	150	150	40	40	200
					130	180				220
710	770	145	220	600	но	160	160			280
					130	180				300
		200	300	620	150	200	200	60		420
800	880	155	240	710	110	170	170	40		380
					150	210				410
		220	360	680	170	250	230	70		660
900	980	190	280	820	130	190	190	45		460
					150	210				520
1000	1080	220	340	860	170	250	230	70		930

Примечание. Пример условного обозначения кранового двухребордного колеса
диаметром Л = 400 м.м л шириной поверхности катания В = 100 мм:

Комсо К 2 Р—400710'0 ГОСТ 3369—74
Приложение ЬУП

Колеса крановые (ГОСТ 3569—74)*
Размеры, мм

л		а			в		8	Г	Теорети- ческий вес, кгс, не более
200	230	50	80	175	65	80	18	18	15
250	290	60	85	215	70	90	18	18	20
320	360	65	95	285	80	100	18	20	30
400	450	85	130	360	105	130	22	20	60
500	550	105	155	442	125	150	28	30	120
Примечание. Пример условного обозначении краноного однореборд- ного колеса диаметром И = 400 мм:  Л'олгсо К1Р—400 ГОСТ 3569—74									

Придожение ЬУШ

Размеры безребордных крановых колес, мм

О	320	400	500	560	630	7!0
В	100	100	100	120	120	120


Одно’ и двухребордные колеса. Наибольшие допустимые нагрузки, тс

Скорость передвижения, м/мжг	Нагрузки на колеся при режимах работы															
	Л	с	Т	вт	л	С	г	ВТ	Л	С	Т	ВТ	л	С	т	ВТ
20	2,68	160/  1,54	Р8*  1,08	0,77	4,25	200'  2,32	РН  1,63	1,16		250/  5,83	Ф15  5,00	3,68	12,3	320;  10,20	Р24  6,50	5,15
40	2,29	1,26	0,87	0,62	3,46	1,90	1,32	0,94		5,83	4,15	2,97	12,3	8,45	5,90	4,20
63	1,98	1,10	0,78	0,54	2,98	1,65	1,15	0,82		5,20	3,62	2,60	12,3	7,45	5,15	3,66
80	1,86	1,02	0,71	0,51	2,80	1,54	1,07	0,77	т	4,85	3,88	2,40	12,3	6,85	4,78	3,40
100	1,73	0,96	0,66	0,48	2,63	1,44	1,00	0.72		4,66	3,16	2,25	11,5	6,40	4,45	3,18
120	1,62	0,90	0,62	0,44	2,44	1,34	0,94	0,67		4,22	2,96	2,10	10,8	6,00	4,20	2,97
160	1,51	0,88	0,5	0,10	2,29	1,25	0,88	0,62		3,95	2,75	1,97	Ю.1	5,58	3,30	2,77
20  40  63  80	21,8  21,8  21,8  21,8	400 у  18,8  15,9  13,8  12,8	Ф38  12,8 И  9.6  9,0	9,65 7,9 7,5  6,6	32	500/  29,6  26,7  23,5  22,0	КР70  22,9  18,8  16,4  15,3	16,5  14,3  11,7  10,9	40	560/1  35,6  35,3  30,8  28,8	<Р70  30,2  24,6  21,6  20,0	21,6  17,6  15,6  14,3	49	630/?  40,9  40,9  36,6  34,5	Ф70  35,0  29,6  25,8  24,0	26,0  21,0  18,4  17,1
100  120  160	21,8  20,0  19,0	12,0  11,2  10,4	8,4  7,8  Х4	6,0  5,6  5,2		20,6  19,2  17,8	14,4  13,4  12,4	10,2  9,5  8,9		26,8  25,6  23,4	18,8  17,5  16,3	13,4  12,5  11,7		32,2  30,0  28,0	22,3  20,9  19,5	16,0  15,0  14,1

В числителе — диаметр колеса, мм; в знаменателе—тип рельса.

Приложение IX

(7?

Безребордные колеса. Наибольшие допустимые нагрузки, тс
Приложение ЬХ1
1№ж<1 &Ч «№	Размеры редукторов типа В КН, мм

.	л

Вес (без масла) не более, кгс		‘10 52  100 140 202	«3  СО
		ю  О О  п Ц> * СЧ ГО ЮсО “’	‘ сч	О ч-  СЧ
		О ьэш 01.0 «я ’Й’ ч- ЕС о —- ЕС 		 СЧ С|ОЧ 	2—	
		см сч гч <м ь-.сч ь? с а сс ь; о — — 04 СЧ СЧ СО	
-*		76  31  101  1 16  127,5  та *	
		О Ш о 1С Ю о  3 С1 юор сгц-у  — —		 —< СЧ	
-1		455  525 '  650 :  753 ;  800 1  908 1	
		1 еО О Ю О с! — СЧ сч СЧ с4	о
		122  146  177  207  224 - 256	
		{М "7 Т ®  С4 С1 О ’Г	со  из
Ц		1  сэ <?ч со со <Й (ПО — <* УЯ	СР
СО		150  160  200  230  255	о о СО
<		с Ш ||*Ю □ слез СЯ ^5 35 О — —' СЧ	
		ш спою а। ср ОСЧСЛ1Л-1 — сч сч сч	из	
Межоссвое расстояссие	ЛТ | П | ЛБ	75 100 125 125  I 150 175	
		ООЮООО о = -ю ЛО — — ’=’ —1 * С1 СЧ	
		1 105  120  155  195  210  1 245	
	О	<= О о О р ср ОО СЧ СЧ XI -С го СЧ се ТГ из ФЧ	
Типоразмер редуктора		юоо оа ср СО Сч сч ср ур гО сч со -3- тг ирщ  ХХХХХД  га и щ щ к	

г  С	ч	1	1  25  1 32 40 50 60
		| 28  32  40  50  60  70
	ЧЙ	о ю ГЧ о с. сч гч со V ирдД
	-	о юа  4“ Ш цр С'» Ь, СП-
	-Т	120 130 155 183 _2ШД  240
Тихоходный вал	число | зубьев г	””(  щ а оо ф с ю  *“ —Сч со
	м ЧЦ’АЙ'ОН	1  Ю1зю и? ц^ю сч ечечеч еч гч
		СЧ СЧ О о о Ш ЧГ та* Ю рч, И о
	Ч&	О СЗ |" 1.0 ю о из 1-0 цр I-' со с=г
	>Г	СОсСз — ^-><зр -41- ю Г-, СО
	*-	юа^ссо  СО *«
	^ч-	127  137 166 196 ^221  266
	’-ч	С Ч СЧ СЧСЧ Г-С4 Щ Ю 3 М Ш О 1 О1 И С-1сО
БыстрохоДЕ{ыЙ вал		ир цр ир 1Л ьл ю тГ Т» Т — СУ —
		40  40  40  45  45 1  56
	^3	ир уз *о сз ю о  Сч Сч С ч го СО ЧТ
		со ОД <эО оф сэ сч  —^1
		15  15  20  20  20  25
	-*7	Ю ЮО О 'тС  V- ’» <2 СС X
		140  145  185  200  215  285
Типоразмер редуктора		□□ООО“ и сч сч со из «7 СЧ со -Ч* из Х> хххххр:  ддсагагзЕс
Редукторы типа В КН

Схема 1

-Втдерапце для
выю ю/жа

Схема 2

Типоразмеры редуктора	Переда- точное число	Максимальная мощность ЛГ. кВт» на быстроходном валу, при режимах работы							
		Л	с	т	ВТ	л	С	т	ВТ
		П —	750 ми и’1				п —	1000 мин’1	
	ю	4,3	2,0	1,8	1.6	6,0	2,0	1,9	1.8
ВКН-280	16	3,0	1.4	1,2	14	4,0	1.7	1.5	1.4
	31,5	1,4	1,0	0,9	0.8	1,9	1,0	0,9	0.8
1	50	0,9	0,7	0,6	0,5	1,0	0,8	0,7	0,6
	12,5	6,5	3,1	2,7	2.4	8,1	3,4	3,0	2.8
В КН-320	20  40	3,6  2,5	2,4  1,7	1,8  1,2	1,6  Ы	5,6  2,8	2,8 1.8 Ы	2,2  1,2	2.0  14
	63	1,2	0,9	0,7	0,6	1,7		0,7	0,6
	16	7,8	5,0	4,8	4,5	94	6,0	6,5	5.4
	25	5,0	3,5	3,0	3,0	64	4,9	4,4	3,9
ВКН-420	50	2,6	2,1	1,6	1,2	3,5	2,8	2,2	1.9
	ЯО	2,3	1,8	1,3	1,0	34	2,2	1,7	НЗ
	125	1,6	1,2	1,0	0,9	1.7	1.4	1,2	1.0
	20	11,7	7,3	4,8	4,6	14,4	9,0	6.3	5,3
ВКН-480	31,5  63	8,3  4,7	5,0  3,4	4,0  2,5	3,3  2,0	10,3  5,9	6,6  4,1	4.8  3,0	44  2.5
	100	3,3	3,3	2,2	1,8	4,1	3,0	2,7	2,2
	20	19,9	13,3	9,7	8,2	234	16,6	12,1	9,7
	25	15,5	11,3	8,2	7,5	21,9	14,1	10,3	9,1
В КН-560	40	10,7	7,8	6,5	5,5	13,9	10,0	7.9	5,7
	50	8,8	6,5	5,5	4,8	124	8,6	6,7	5.9
	80	5,9	4,4	3,9	3,3	7,8	5,5	4,8	4.2
	20	26,7	19,1	18,0	15,5	35,8	24,6	22,9	20,6
	25	20,8	15р	15,1	11,5	26,6	19,6	18,6	15,4
	31,5	18,0	13,0	12,7	9,8	23,1	19,2	15,6	13,1
В КН-630	40	14,4	10,4	16.8	7,8	18,2	13,0	124	9,9
	50	11,8	8,6	9,2	6,6	14,9	10,9	11.3	8,2
	62	10.8	7,1	8,0	5,7	12,7	9,3	9,9	6,9
•	80	8,2	6,0	7,0	5,0	ЮД	7,4	8,7	6.1
	100	6,5	4,7	5,5	44	8,3	5,8	6,9	5,1
 - . .	125	5,9	4,1	5,0	3,8	7.5	4.7	6,6	4,5
Типоразмер редуктор.]	Меж це нтровые р асстоя пня				Ос е гов! (ые ра з.У1 еры					С	М	В1	С1		Но	Л1
	А		А$	Дз	В	И	и		В.							
ВК-350	350	130	130	90	225	320	* 575	180	197,5	125	280	220	50	131	150	235
В К-400	400	165	130	105	245	395	665	230	207,5	150	407	240	50	151	190	245
В К-475	475	210	160	105	255	450	790	255	242,5	200	482	250	50	165	220	325
В К-550	550	220	190	140	285	480	880	285	257,5	215	557	280	50	195	235	340
ВК-600	500	240	220	140	285	528	950	285	257,5	235	607	280	50	195	255	355
ВК-800	800	300	280	220	400	671	1240	400	390	290	710	450	70	324	32$	460

Типоразмер редуктора	Отверстия под фундаментные бслт ы					Конец бы приходного вала							Конец тихоходного вила					Подтип ники	Вес нал- ГЮЛЬ' ший, кгс
	чис- ло 1		Са		4	К	Л			*' ч			4			6	Ь?		
ВК-350	4		185	185	17	117,5	60	20	30	16,5	8	55	125	55	35	38,5	10	206, 208	1 17
ВК-400	6	155		,	205	17	127,5	60	20	30	16,5	8	55	145	85	55	60	12	20(1, 208,212	149
В К-475	8	>80	200	215	17	132,5	85	25	40	21,5	12	75	!50	105	65	70,5	18	208,214	205
НК-550	8	70	320	245	17	147,5	85	25	40	21,5	12	75	170	115	80	87	24	208, 212,217	272
вк-соо	8	70	375	245	17	147,5	85	25	40	21,5	12	75	170	115	80	87	24	208,212,217	296
ВК-800	8	120	330	400	25	280	85	25	50	28	16	85	275	125	95	103	28	320,410.412	845
Характеристика редукторов типа В К

Типпразмср редуктора			ВК-350				БК-400						ВК-475									ВК550								ВК-600							ВК-800		
Исполнение			I	11	1И	IV	1	II		111	IV		1			II		Л!		IV		I		11		ПТ		IV		1		II		111		IV	1		ш
Передаточное число			49.49	30,5^	14,67	10,69	35,39	4 1,33		21,0	15,95		109,61			52.92		29.06		19.6В		126,78		68,28		32.9		17.72		126.29		68.02		32,93		17.74	151,117		31.6
астата вращения, 1 МИН—*	с	Мощность, подводимая к редуктору, кВт																																					
600	15  25  40	0,30  0,70  0.60		1,3 ы 1,0	2.6  2.2  1,9	3,4  3,0  2,5	1,1  0,90  0,80		2.2  1,9  1,6	4,1  3,6  3,0		5.4  4,7  4,0		1,4  1,2  1,0	2,8  2,4  2,0		6,0  5,2  4,4		7,0  6,1  5,2		1.7  1,5  1,3		3.2  2,8  2.3		6,4  5,6  4,7		11,5  10,01  8,5		1  1  1	1,7 ,5 ,3	3,2  2,8  2.3		6,4  5.6  4,7		11,5  10,5  8,5		8,2  7,1  6,0	18,2  15,8  13,5	
750	15  25  40	1,0  0,90 0.75		1.6  1,4  1,2	3,2  2.8  2.3	3,9  3,4  2,9	1,4  1.2  1,0		2.7  2,4  2,0	м 4,4 3,8		6.6  5.7  4,9		1,8  1,5 из	3.4  3,0  2.5		7,4  6,5  5,5		8,2  7,1  6.0		2,1  1,9  1,6		4,0  3,4  2,9		7,6  6,6  6,6		14,2  12,3  10,5		2,1  1,9 ив		4,0  3.4  2,9		7,6  6,6  5,6		14,2  12,3  10,5		9.3  8,1  6,9	25,0  21,7  18,4	
юоо	15  25  40  1	1,3  1,2  1.0		2,1  1.8  1,6	4,0  3,5  3,0	4,7  4.0  3,4	1.8  1.5  1,3		3,6  3,1  2,8	6,7  5,8  4,9		8,4  7,3  6,2		2.3 2,0 1,7	4,4  3,8 зЛ		9,2  8,1  6,9		9,6  8,3  7,1		2,8  2,5  2,1		5,2  4,5 '3,9		9,4  8,2  6,9		18,4  16,0  13,6		2,8  2,5  2.1		5,2  4,5  3,9		9,4  8,2  6,9		18,4  16, Л 13,6		11,0  9,6  8,1	28,0  24,4  21,0	

с (размер без болтеб)

Приложение ЕХУ

Габаритные размеры, мм, и техническая характеристика зубчатых муфг
для соединения валов диаметром 25 ♦, . 220 мм с применением
промежуточного вала (муфты типа МЗП), ГОСТ 5006—55

Номе- ра	Диаметр, мм		Крутящий	Макси- мальная чистота	Размеры, мм									Вес комп- лекта, кгс	1 Маховой момент, кгс-м8	Момент инерции муфты.
	Ч 1				» 1	1	Ог	1	1 к	1 в	1 1	С			
муфт	не бапее		[И	П 1 я  кгс - м	вращения, мин-1	не более							не мопсе	не б	олее	КГС-М’Са
1	40	60	71	6300	170	по	55	05	115	34	55	2,5	20,5	0,24	0,0061
5	50	70	140	5000	135	125	70	110	145	34	70	2.5	31	0,47	0,01195
3	60	90	315 •	4000	220	150	90	145	175	40	85	2,5	51	0,87	0,0221 5
4	75	100	560	3350	250	175	НО	170	215	40	105	2.5	76	1.8	0,0458
	90	120	|	800	2300	290	200	130	190	240	50	115	5	1 15	3,5	0,0891
6	105	130	1180	2500	320	230	110	210	260	□0	125	5	170	6.0	0,153
7	120	150	1900	2120	350	260	170	240	290	50	, 140	5	218	10,0	0,255
з	140	170	2360	1900	380	290	190	270	330	50	160	5	337	16,5	0,42
д	160	190	3000	1700	430	330	210	230	340	50	165	5	335	20,5	0,56
10	180	210	5000	1400	490	390	260.	320	370	50	180	5	50.5	40.0	1.02
п	220	250	7100	1250	1 545	445	300	33 0	405	60	200	1 5	750	75.0	1/32
Зуд^таяобойна

Муфты зубчатые типа М3 общего назначения (ГОСТ 5006—55)

бурт для проверни
соосности млоо

Зубатая 5туака
сцилинйжескои
роототи-истм-
не вне Н

ЗуЗчашя йпулка
сцилинОрмесюи
ратной и тор-
цмымюемми-
омнаоамрисш-
нмиё!

Зубатая Зтул-
кас шжтской
ро№ючюй-^
ямюниек

Номер
муфты

Диаметр, мм, не более	Макси-	М.1 КС И-	Размеры, мм											о	Маховой	Момент
	мальный крутящий	малъная частота	Л	л 1	°> 1	пг 1	' 1	*	1' 1	;к	е_	1 е« 1 е« 1	(?	*	момент, кгс«мг, не более	инерции . муфты,
Л. |	момент, КГС'М	вращения. МИ!!1™ 1	нс  менее	не более							не менее					КГС -м«с*

]  2  з	40  50  60	38  55  55	71  140  315	6300  5000  4000	49  75  95	170  185  220	1 10  125  150	55  70  90	115  145  170	34  34  40	55  70  85	5 о  80  80	2,5  2,5  2,5	II  13  15	18  22  25	12  12  18	10,2  14,3  24 ।	0.12 0,21 0,42	0,00306  0.00535 0,0107
4	75	75	560	3350	135	250	175	110	215	40	105	105	2,5	17	28	18	38	0,85	0,0216
5	90	95	800	2800	145	290	200	130	235	50	115	13 0	5	22	33	25	57	1,8	0,04 58
$	105		1180	2500	160	320	230	140	255	50	125	—	5	25	”•	25	80	2,8	0.0713
7	120	120	1900	2120	185	350	260	170	285	50	140	165	5	25	40	30	1 ю	4,6	0,117
8	1 л 0	150	2360	1900	210	380	290	190	325	50	160	200	5	30	45	30	163	8.3	0,211
о	160		3000	1700	320	430	330	210	335	50	165	—	5	30	—	30	187	14,2	0,361
10	180		5000	1400	245	490	390	260	365	50	180	-.—	5	30	—в	30	262	28	0,713
11	230		7100	1250	280	545	445	300	405	60	200	—	5 _	35	1—	35	382	55	1.4

Приложение ЪХУИ

Жпмхение Л

Муфты упругие втулоч нс-пальцевые* Размеры, мм

ИСП&МёН№ /

Варианты сборок

Исполнения Н 'Исполнения П-И нсмлнения №

Обозначение муфты	(1 (доп. откл. ио Л)*		о	Е	Монтаж- ный зазор	Р, не менее	Количе- ство паль- цев	Допустимые		Вее, кге	Маховой момент, кгс - и1	Момент инерции, кгс * м < еа
								крутящий момент, кгс  м	частота вращения, мин 1			
	Ьй  РИД	2-й  I ЯД										
МУВП-16	16		80	84	1 ... 4	28	4	3,2	6300	1,24	0,003	7,63  10“4
										1,22		
МУВП-18		18										
МУЕП-20	20		90	101			6	5.5	.5600	1.6 4	0,006	15,26  10“4
										1,60		
МУВП-22		22										
сл  & -								Продолжение прил. ЕХУН					
	Обозначение муфты	Й (ДОП, ОТКЛ. ио Л)*		О	ь	Монтаж- ный зазор	В, не менее	Количе- ство над ьце в,	Допустимые		Все, кгс	Маховой момент, кгс ’ м2	Момент инерции, кгс • ы . с3
									крутящий момент, кгс  м	частота вращения.  МКН-1			
		1-й 1 ряд |	2-й ряд										
	МУВП-25	25		120	125	1 ... 5		4	13	4750	4,43	0,031	7,9 • Ю"4
	МУВП-28	28									4,31	0,030	7,64 • 10“'
	МУВП-30		30	140	165		42	6	24	4000	6,98	0,062	15,8 - 10“4
	МУВП-32	32									6,85	0,061	15,5 * НГ4
	МУВП-35		35								6,67	0,060	15,3 • 10’4
	МУВП-36	36									6,60  6,49	0,059  0,058	15 • 10-*  14,8 . 10-4
	МУВП-38		38										
	МУВП-40	40		170	226	2 ... 6	55		45	3500	13,2	0,175	4,45 • 10-3
	МУВП-42		42								13,0	0,172	4,37  10-3
	МУВП-45	45		190							12,7	0,169	4,3 • КГ»
	МУВП-48		48					8		3000	17,4	0,166	4,22 . 10“»
	МУВП-50	50  —•									17,1	0,273	6.95 • 10-1
 -  »													
8	МУВП-55		55	220	286						16,3	0,265	6,75  Ю-"’
	МУВП-60	60						-	10	но	2650	24,0	0,520	0,01325
	МУВП-65		65										
											23,0	0,510	0,013
	МУВП-70	70		250	288	2 ... 8	70		200	2240	36,9	1,170	0,0298
	МУВП-75		75	320	350	2 ... 10	85		400	1700	35,7	1,140	0,029
	МУВП-80	80	85								76,4Н	3,860	0,0982
	МУВП-85										73,4	3,770	0,0959
	МУВП-90	90									73,0	3.680	0,0936
	МУБП-95	•	95								71,2	3,590	0,09’4
	МУВП-100	100		400	432	2 ... 12	110		800	1403	151	11,60	0,295
	МУВП-НО	110									» 145	11,20	0,285
	МУВП-120		120								139	10,80	0,274
	МУВп-125	125		- 490	515	2„. 15	130		1500	1190	228	28,10	0,715
	МУВП-130		130								225	27,60	0,702
	МУВП-140	140									244	29,90	0,761
	МУВП-150		150								236	28,90	0,735
	Примечания: к При выборе муфт предпочтение должно отдаваться размерам 1-го ряда.  2. На исполнение II не распространяется.	1												
Шпалы и рельсы для подкрановых путей строительных башенных кранов

Приложение ЬХ1Х

Давление на ходовое колесо, тс	Полушпалы*					Рельсы		Размер подкладки (ширина х длину X X толщину)* мм
	Тип	Длина, мм	Ширина нижней постели, мм	Высота, мм	Расстояние между осями (шаг), мм	Тип	ГОСТ	
До 15	(ПА; ШБ	13761 * 3	230	150	700	РЗЗ	6726—53	15ОХ23ОХ121
15--20	1А; 1Б	1375	250	150	600	Р38	3542—47	160x280x14
20--22	1А; 1Б	1375	250	180	600	Р43	7173—54	160 x 300x16
22--25“	1А; 1Б	1375	250	180	550	Р50	7174—75	160x300x16
25--28=	1А; ТБ	1375	250	180	550	Р65	8161-63	160x380x16

1 Для кранов с давлением на колесо до 15 тс допускается применение шпал длиной 900 мм и установка рельсов
на шпалы без подкладок.

? Для кранов с давлением на ходовое колесо свыше 22 и дб 28 тс разрешается применение рельсов предыдущего
менее тяжелого типа с обязательным уменьшением шага шпал до 500 мм-

3 Шпалы для рельсовых путей должны применяться 1-го и 2-го сорта по ГОСТ 78—65. Применяемые для рельсового
пути башенных краЕюв шпалы имеют длину, равную половине длины шпалы по ГОСТ 78—65, и именуются полушпалами.
Показатели	Единица измере- ния	Тип рельсов				
		Р75 (ГОСТ 16210-70)	Р65 (ГОСТ 8161—75)	Р50 (ГОСТ 7174-75}	Р43 (ГОСТ 7173-54)	РЭВ (ГОСТ 7173—54)
Вес 1 ПОГ. М	КГС	74,44	64,64	51,63	44,65	38,42
Высота:						
рельса Н	ММ	192	180	152	140	135
ГОЛОВКИ	мм	46	35,6	33	30,3	28,7
Ширина:						
головки поверху Ь	мм	71,8	72,8	70	70	68
подшивы рельса В	мм	150	150	132	114	114
Толщина шейки (минимальная) \	мм	20	18	16	14,5	13
Расстояние;  от торца рельса до оси перво-		96			56	56
го болтового отверстия	мм		96	66		
от оси первого отверстия до оси второго /2	мм	220	220	150	ПО	ПО
от оси второго отверстия до осн третьего	мм	—	—	140	160	160
от низа подошвы до оси болто- вых отверстий Я	мм	80,4	78,5	68,5	62,5	59,5
Вес одного рельса длиной:						
12,5 м	кгс	930	807	645	558	480
25	»	»	1860	1615	1290	1116	—

IIр имс ч а н и е. Для внутренней нити в кривых участках пути приме-
няются укороченные рельсы длиной 24,92 и 24,84 м при номинальной
длине рельсоз 25 м и длиной 12,46 и 12,42 м при нормальной длине 12,5 м.
Размеры квадратных подкрановых рельсов, мм

Сторона квадрата а, мм	4СГ	50	60	70	80	100
Вес 1 пог. м рельса, кгс	12,5	19,5	28	38,5	50	78,5

Приложение кХХ!

Значения приведенных модулей упругости и допускаемых напряжений
местного смятия

Материал колеса	Приведенный модуль упру- гости, кгс/см*	Твердость поверхности обода НВ	Доп у Скае мыс нап ряжен ня местного смятия МгМ кгс/см3	
			при линейном контакте	при точечном контакте
Сталь 45	2,1-10“	<217  300...400	4500  7500	11000  18 000
Сталь 75		<241  300...400	5500  8500	13 000  22 000
Сталь 65Г		<269  300...400	6000  8500	14 000  22 003
Сталь 40ХН		<255  300..,400	5500  8500	13000  22 000
Сталь 55Л11		<217  300... 400	4500  7500	11 000  17 ОСО
Сталь 33 X ГС-Л		<202  300... 400	5000  8000	12 000  20 000
Чугун СЧ 15-32	1,25*10*	163...229	2500	6000
Чугун СЧ35-56	1,6-10“	217...272	3500	8000
Мека кчгские характеристики углеродистых ьон-трукцчонных сталей
групп I и 11 (ГОСТ 1050—74)

СтЗЛЕ»	Предел прочности, кге/мм1	Оти оби- тель1.юс удлинение, %	Предел текучести при рас- тяженнщ кге/мм1	Предал выносливзеги, кге/мм’		
				при растяжении	при изгиба	при кручении
10	34	31	21	12...15	16...22	8... 12
Юкп	32	33	19	—	*—	—
20	42	25	25	12...16	17...22	10..ЛЗ
20 кп	39	27	23	—	—	1—
30	50	21	30	17...21	20...27	П..Л4
35	54	20	32	17,..22	22...30	13... 18
40	58	19	34	18...24	23...32	14...19
45	61	16	36	19...25	25...34	15...20
50	64	14	38	20...26	27...35	16...21
60	69	12	41	22...28	31.,.38	18...22
зог	55	20	32	—	—		
50Г	66	13	40	—	—	—
Примечания: 1, Группа I с нормальным содержанием марганца, группа II с повышенным. В обоих случаях сталь поставляется по химичес- кому составу и механическим характеристикам.  2.	Предел прочности, относительное удлинение и предел текучести при рютяжении указаны по ГОСТ 1050—74, остальные характеристики — по литературным данным.  3.	Сталь 20 соответствует стали марки СтЗ по ГОСТ 380—71, сталь 35 — стали Ст5 и сталь 45 — стали Стб.						
Характеристика выпускаемых талей

Однорельсовый путь	радиус закруг- ления, м, не менее		При жест- кой те- лежке	1	1,0		1	_Х1_	1	1 1,5 1	1	о сч”	г									
			при 1 шар- нирной тележке	ш о"			оо о			о_					<Э				1О сч"			
	двутавр		гост 8239-72 ।	14—20а;  22; 24	16—20а;  22; 24																	
			гост 39240—73	18М;  24 М				18М; 24М; ЗОМ; 36М							зом 36М; 45М  1							
Вес талей, кгс	с механизмом передвижения		элек- । тричес- кнм	1	э?		й	1Л  СТ)	О сч	ю  сч	290	ио СЧ ЭД	360		-3 ^2  ? 1Л		1Л	1 700		1ЭД  Й		1 815
			’АТЧН  -ьА<1	ю	о  ЭД	ю о	о	эд			о		с									
	хпнзалг/оп хкийеноийехэ			1	Й	1 г	ю о	О	3	ЭД со	эд о сч	сэ  04	275		Э 1Л о <л о эд		о	1015.		[ 555		| 615
;мя ‘нох  тх ин янъА&нш КВНЧХСЗМИЭМВЭД				о о	325			500			ЭД  0^.				1260			1100				
Мощность двигателей. кВт, не более		нлнэж -тзй'^йэи'		1	0,12			0,18			О*							о о" X				
		вкгчЛ/ои		тт о"	0,75						О				иэ  тг*			ЭД				
Скорость, М/МПН		ВНИЭЖ  -’лнг'эскш		О сч																		
		ензчлг'он		эд																		
Исполнения				со	1; 3; 5; 7	ю	1  ЭД	1		Л  эд 1	5 1[		1?Г			1; 3; 5; 7 |	9			‘СТ				
Высота подъема, м				со		сч	30 	со	СЧ <	Ю	о (	74 С		со	сч	00	Ч		О	сч		эд	
Грузо- подъем- ность,				0,25	ю	:  о						о сч			04	С  С?				э о				
Исю/менир 5

Обозна- чение	Груэоподъем- | ность, те	„	1  Высота подъ- ема, м	и			Дв	в.	в			в*	А	#1	не менее
			не бзлее											
ТЭ05-521	0,5	6	530	560	280	665	385	390	140	405	165	300	5600	20
ТЭ05-531		12'		725	360	825	465					460	11 600	
ТЭ05-5П		18		915	460	985'	515					620	17 600	
ТЭ1-511	1,0	б'	855	635	330	695	380	330	160	,415	160	345  560	5900  11 900	
ТЭ1-521		12		850	440	920	495							
ТЭ1-531		ЛЁГ		1065	545	1135	605					775	17 900	
ТЭ2-511	2,0	6	1030	705	380	720	395	350	180	435	185	372	6000,	
ТЭ2-521		12		945	500	960	515					612	12 000	
ТЭ2-531		18		1185	620	1200	635					852	18 000	
ТЭЗ-5Н	3,2	6	1310	79 Ё	420	820	450	440	220	455	195	450	6309	
ТЭЗ-521		12		1010	530	1035	560					665	12 300	
ТЭЗ-531		18		1225	635	1250	665					880	18 000	
Обозна- чения	Грузоподъем- ность, ТС	Высота подъ- ема, м]	н	ь			Г,	5	в,	Л		й, не менее
			не более									
ТЭ05-611	0,5	3	370	560	280	735	310	405	165	370	2400	—
ТЭ05-621		7,5		725	360						6900	
ТЭ05-631		12		915	460						И 400	
ТЭ1-611	1,0	4	430	635	330	790	360	415	160	440	3 400	20
ТЭ1-621		9		850	440						8 400	
ТЭ2-611	2,0	3	530	705	380	880	420	435	185	535	2 500	
ТЭ2-621		0		945	500						5 500	
ТЭЗ-611	3,2	3	680	795	420	1055	500	455	195	690	2 700	
ТЭЗ-621		6		1010	530						5700	
; ТЭЗ-63!		9		1225	635						8 700	
Электромагниты серии МИС
Электромагниты однофазные переменного тока маслонаполненные серии МТ

Габарит электро- магнита	Тип электромаг- нита	Ход якоря, мм	4	в	. я		Раз	меры,  Оз	ММ  Н	Н1	Н,	3	34	г	Вес, якоря	кгс  эл »- ктро- М<Ц’- |и:тя
4	МТ 4206	5,10	СО  64	70  76	6,5	16	5,2  6.2	6,3	95  100	14	2.5	2!  м	7	15	0,144	0,9'20
	МТ 5206															
5															0,178	0,98)
6	МТ 6206															
															0,222	1.20 ) 
7	МТ 7206	5  10  15	80	92	10	25		9,8	118  123  128	18	3	29			0,51	2,453
Наименование	1 Габарит маг- ।  1 ниткой СК-  1 стемы	Тип	Режим рабо- ты, /7В%	Номинальное тяговое уси- лие, кгс.	1 Число циклов за 1 ч	1 Ход якоря, ММ	Ограничение хода якоря, мм
Электромагниты однофазные пере- менного тока мас- лонаполненные се- рии МТ	4	МТ 4206  МТ 4216	100(40)  15	1,0  1,6	3600  2400	10	5
	5	МТ 5206  МТ 5216	100(40)  15	1,6  2,5	2400  1200	10	5
	6	МТ 6206  МТ 6216	100(40)  15	2,5  4,0	2400  1200	10	5
	7	МТ 7206  МТ 7216	100(40) 15	4,0  6,3	1800  1200	15	5; 10

Примечания: 1, Электромагниты, предназначенные для продолжитель-
ного режима работы {ПВ = 100%), допускают работу в указанном в скобках
повторно-кратковременном режиме. 2. Максимальная продолжительность од-
ного цикла при работе электромагнитов в повторно’кратковременном режиме
10 мин. 3. Тяговое усилие электромагнитов с ограниченным ходом якоря
должно соответствовать той точке тяговой характеристики электромагнита
с максимальным ходом якоря, которая взя га для значения ограниченного хода.

ЛXX VI /1

Коэффициент ф уменьшения допускаемых напряжений при продольном изгибе
центрально сжатых стержней

Гибкость стержня X	Значения V Для сталей		Значения ? дли сплавов		Гибкость стержня X	Значения «р для сталей		Значения у для сплавов	
	ВСтЗкп, ВСтЗ, СтЗ	10Г2СД, 15ХСНД	ЛМгб	Д16-Т		В СтЗкп, В СтЗ, СтЗ	Т0Г2СД, 15ХСНД	АМгб	Д16-Т
0	1,00	1,00	1,00	1,00	110	0,52	0,39	0,273	0,141
10	0,99	0,98	0,998	0,990	120	0,45	0,33	0,230	0,118
20	0,97	0,95	0,997	0,980	130	0,40	0,29	0,196	0,101
30	0,95	0,92	0,943	0,835	140	0,36	0,25	0,169	0,087
40	0,92	0,89	0,830	0,700	150	0,32	0,23	0,143	0,076
50	0,89	0,84	0,785	0,568	160	0,29	0,21	—	—
60	0,86	0,78	0,628	0,455	170	0,26	0,19	——	г<~—
70	0,81	0,71	0,538	0,352	180	0,23	0,17	—	1	—
80	0,75	0,63	0,460	0,269	190	0,21	0,15	т.-—		,
90	0.69	0,54	0,388	0,210	200	0,19	0,13	—	—
100	0,60	0,46	0,332	0,171	*——	—	—		—
Характеристика насыпных грузов

Груз	Пасы пвой вес, тс/м*	Угол ес- тественно- го откоса в покос тп» гряд	Средняя величина коэффици- ента трения в состоянии ПОКОЯ	
			но стали 1,	по резине
Антрацит сухой, мелкий, кусковой	0,80. ..0,95	45	0,84		
Агломерат железной руды	1,7...2,0	45	ОД. .1,0	
Глина сухая, мелкокусковая	1,0,.3,5	50	0,75	—
Гравий рядовой	1,6...1,9	30. „45	0,8	
Земля грунтовая сухая	1.2	30...4 5	0,8	—>
Земля формовочная выбитая	1,25... 1,30	30-45	0,46—0,7]	0,46-0,61
Известняк мелкокусковой	1,2... 1,5	40...45	0,56	
Мука пшеничная	0,45-0,66	50-55	0,65	0,85
Пшеница	0,65... 0,83	25...35	0,35. „0,65	0,39... 0,5
Песок сухой	1,10... 1,65	30...35	0,32...0,7	0,46
Цемент сухой	1,0... 1,3	40	0,3—0,65	0,64
Щебень сухой	1,8	35—45	0,47... 0,53	0,60
Уголь каменный (рядовой)	0,65.-.0,8	30. „45	0,42	0,57
Песок сырой	1,15». Л,7		0^2-0,81	0,56
Глинозем	1,02.-1,05		0,4—0,54	0,46.*. 0,48

Приложение ЬХХХ

Предельный угол наклона конвейера 0

Насыпной груз	0°
Земля влажная, рыхлая, грунт влажный	20... 24
Глина сырая	18—20
Апатит	20
Цемент	10...12
Кокс (каменноугольный)	17...20
Дробленый камень, известняк	18
Уголь бурый, рядовой	18...20
Соль каменная	18...23
Руда крупная	18.. .20
Руда дробленная	20...25
Песок сухой чистый	15
Песок рядовой ив карьера	18—22
го  ГО	ОО	го го  СЧ	18,78	го  ОО СЧ
СО	го о	о  о	09*31	о о гоГ см
4,04	5,75	г-  оо	см  ГО	16,41
।	4,81	го го го"	СЧ о о*	ГО го  СЧ
1	2,85  1	3,70	4,8!	6,27	8,12
2,3!	2,83	ГО го*	го го	го го
ГО о оГ	2,49	с го	3,61	го го
1,87  1		2,18 *	й	о го*	3,51
О см  о	0,25	о  О'	0,35	0,40
влажная		сухая		
Чугунный или стальной	С деревянной или резиновой футеров-  кой	Чугунный или стальной	С деревянной фу- теровкой	С резиновой футе- ровкой
Число прокладок из хлопчатобумажной ткани в конвейерных лентах

Ширина лепты, мм	Лента типа 1		Лента Типа 2, 2Р и 2У		Лента тип. 3
	ОПБ	утечно- шнурсвая ткань	Б-820	уТ0ЧНО- ШИ УрСВс!Я ткань	Б-820
300 400  500 650  800 1000 1200 1400 1600 1800 2000	о с см см ю © ОО О ' ’ ' да да ю цр г-’ да ст	о о см см |	| 1й о « ст — ~ ~  со со -ЧТ 1О <хэ да СТ	3; 4  3...5  3...6  3...7  4...8  5...10  6... 10  7...10	3...5  3...6  4...8  5...9  6...10  7...10  8...12  9...12	11111 со со со да да оо
Примечания: 1. Ленты общего назначения из хлопчатобумажной ткани:  тип 1 — послойные с усиленным бортом и двухсторонней резиновой обкладкой для транспортирования сильно истирающихся материалов;  тип 2— послойные с двухсторонней резиновой обкладкой для транспор- тирования средне- и мел кок у гскобых сыпучих материалов;  тип 2Р—послойные с двухсторонней резиновой обкладкой и брекером для транспортирования сильно истирающихся с ре дне кусковых материалов в гор нору дн ой л ромышле и пости;  тип 2У—послойные с двухсторонней резиновой обкладкой и тканевой оберткой бортов для транспортирования угля;  тип 3—послойные с односторонней резиновой обкладкой для транс- портирования мелкокусковых, сыпучих и штучных материалов в условиях отсутствия влаги и атмосферных воздействий*  2* Ленты типа 1, 2, 2Р и 2У могут быть изготовлены в морозостой- ком исполнении (до —45° С), для чего применяют морозостойкую резилу, получаемую добавлением различных антифризов в резиновые смеси.					

Прилэжение Л XX X Ш

Характеристика хлопчатобумажных тканей

Ткань	Предел прочности на 5 см ширины ткани	при разрыве  > кгс, не менее	Относитсяы ое удлинение но основе не Солее, %
	ио сенеге	по утку	
Бельтинг ОПБ	650	260	37
Бельтинг Б-820	305	134	32
Уточно-шнуровая	660	250	34
ложеяде ЬАА'А71/

Ленты с прокладками из синтетических тканей

Материал прокладок	Ширина лепты, мм	Количества прокладок		Прочность Ня разрыв од ой прокладки, кгс/см	Относительное удлинение при 10%-ней на- грузке от разрывной, %
		основных	уточных		
Капрон	800.+Л 600	2,..10	оГ 1 .	180  300  400  500  600	3
Лавсан	600... 2000	3„.12		120  150  200  300	2
Вискоза	700... 1200	3...8		50  75  115	

Примечание. Толщина рабочей обкладки 4, 5 или б мм, а нерабо-
чей— 2 мм.

Толщина резиновых сбкладок, мм

Приложение ЪХХХУ

Тип лепты	Рабочая сторона	Нерабочая сторона
1	6,0	2,0
1Р	4,5	2,0
2Р	4,0	2,0
2У	3,0	1,5
2	3,0	ко
3	2,0	—

Приложение Ь XXXVI

Характеристика резинотроссвых лент

Показатели	Тип ЛАНТЫ			
	РТЛ-1500	РТД-Й500	РТЛ-3150	РТЛ-3500
Номинальная разрывная проч- ность (при коэффициенте нерав- номерности нагрузки на тросы, равном 0,86), кгс/см	1500	2500	3150	3500
Диаметр троса, мм	4,2	7,5	8,25	9
Расстояние между тросами, мм	8,2	13,6	14	15
Показатели	Тип ленты			
	РТЛ-1500 |	РТЛ-2500|	РТЛ'3150	| РТ Л-35(30
Толщина наружных обкладок ленты, мм	6	6	6	6 '
Максимальная толщина ленты, мм	20 .	25	26	27
Длина образцов ленты, м	200...300	200	200	200
Ориентировочный вес 1 № лен- ты, кгс	30	39	43	46
Удлинение ленты при максималь- ной рабочей нагрузке	—		0,25%	

Приложение ЬХХХУН

Ширина ленты и диаметры барабансв, мм

Ширина ленты	Дил метр приводных барабанов	Диаметр непригодных барабанов				Ширина ленты	Диаметр приводных барабанов	Диаметр гепрнсодных барг.ба нов			
		к 3  5  к  П)	концевых	оборотных	отклоняющих  1			натяжных	- концевых	оборотных	ОТКЛОНЯЮЩИХ
400	250	200	—	—	ролик	1000	500	4П0	—	—	ролик
	400	320	—	250	250		630	500	—	320	320
500	250	200	—	—	ролик		800	630	630	500	400
	400	320	—	250	250		1000	800	Е00	630	500
	500	400	400	320	250		1250	1000	1000	800	630
650	250	200	—	—	ролик	1200	630	500	—	—-—	ролик
	400	320	-— 	250	250		800	630	630	500	400
	500	400	400	320	250		1000	800	Е00	630	500
	630	500	500	40Ь	320		1250	ЮОО	1000	800	630
800	400	320	—	—	ролик	1400	1600	1250	1250	1000	800
	500	400	—	320	320		800	630	630	400	400
	630	500	500	400	320		юоо	800	800	630	500
	ЕОС	630	630	500	400		1250	1000	1000	800	630
	1000	800	800	630	500		1600	1250	1250	1000	800
Диаметры делительных окружностей звездочек
для разборных цепей (ГОСТ 593—75)

1 Число  зубьев звездочки	Шаг звена цепи мм				
	63	|	80	1	100 1	!	1С0 1	250
6	245,3	311,5	388,8	621,1	969,2
8	324.6	412,2	514,7	822,3	1284,1
9	364,4	462,6	577,8	923,8	1442,5
10	404,0	513,1	640,8	1025,1	1599,8
12	483,7	614,1	767,4	1227,6	1917,3
13	523,8	665,0	831,0	1329,2	2075,9
16	643,6	817,4	1021,5	1632,7	2551,3
20	803,6	1020,1	1274,7	2039,2	3187,5
25	1003,8	1274,3	1593,2	2546,7	
30	1203,7	1528,5	1909,7	3054,0	

Приложение ЕХХХ1Х

Диаметры делительных окружностей для пластинчатых цепей

Число зубьев звездочки г	мм (ГОСТ 592-75)			
	”='	1	п=2	«=з	|	л=4
6	2,0000						
7	2,3048	—	—	—
8	2,6131	—'	* -	—
9	2,9238	—	—	 —»
10	3,2361	—	—	—.
11	3,5495	—	1	—~
12	3,8637	—	—	—
13	4,1786	2,1525	—	—
14	4,4939	—	—	—
15	4.8097	2,4586	—	—
16	5,1258	—	——	-—
17	5,4423	2,7695	—	—
18	5,7588	—	—	—
19	6,0756	3,0794	2,1014	—
20	6,3925	—	2,2027	—
21	6,7095	3,3913	—	—
22	7,0256	—	2,4068	—
23	7,3439	3,7070	2,5095	
24	7,6613	.—	-—	—
25	7,9787	4,0211	2,7165	2,0757
26	8,2963	—	2,8204	2,1525
27	8,6138	4,3362	—	2,2282
28	8,9319			3,0281	—
29	9,2490	4,6507	3,1325	2,3796
30	9,5668		—	2,4586
31	9,8846	4,9662	3,3409	2,5350
32	10,2023	—	3,4465	—
33	10,5203	5,2883	—	2,6909
Число зубьев звездочки а	мм (ГОСТ 592—75)			
	/1=1	п—2	1	л=3	1	”=<
34	10,8379	,		3,6539	2,7695
35	11,1560	5,6017	3,7577	2,8466
36	11,4737	—		Г	—	—
37	11,7913	5,9166	3,9672	3,0007
38	12,1093	-—	4,0718	3,0794
39	12,4278	6,2341 ।	—.	3,1570
40	12,7455	—	4,2837		
41	13,0639	6,5509	4,3901	3,1333
42	13,3820	—	—.	3,3913
43	13,6993	6,8680	4,6021	3,4699 •
44	14,0178	—	4,7067	—
45	14,3356	7,1853			3,6280
46	14,6536	—	4,9175	3,7070
47	14,9720	7,5038	\5,0230	3,7857
48	15,2898	—	—	
49	15,6085	7,8138	5,2330	3,9408
50	15,9260	—	5,3367	4,0211
51	16,2439	8,1380	—	4,1001
52	16,5616	—	5,5484	—
53	16,8809	₽,4560	5,6562	4,2579
54	17,1984	—	—	4,3362
55	17,5163	8,7739	5,8636	4,4121
56	17,8354	—	5,9707	—
57	. 18,1535	9,0890	—	4,5722
58	18,4717	.—	6,1807	4,6507
'59	,	18,7893	9,4063	6,2866	4,7321
60	19,1073	.—	-—	—
61	—	9,7238	6,4979	4,8901
62	—		6,6027	4,966?
63		10,0441	—	5,0447
64	—	—	6,8163	.—
65	.—	10,3604	6,9204	5,2019
66	—		—.	5,2883
67	—	10,6808	7,1336	5,3612
68	—	—	7,2377	—
69		10,9984	—	5,5221
70	—	—	7,4501	5,6017
71	—	11,2727	7,5556	5,6838
72	—	—		—•
73	—	11,635	7,7671	5,«358
74	—	—	7,8730	5,9166
75	—	11,951	.—	6,0101
80		—	8,5079	.—
85		—	9,0375	6,7897
90	—	—	——.	7,1853
95	—	—	—	7,5831

Примечания: 1. Диаметр делительной окружности звездочек дли
пластшшатых цепей /)0 =/Лд, где ( — шаг цепи.

2. Здесь п — количество зубьев звездочки на один шаг цепи.
Номер цели	Разрушаю- щая [{а- грузка, кгс± не менее	Шяг цепи /															Диаметр					РасстаЯнне меж- ду внутренними пластинами Ваи, не менее —	Ширина пласти- ны Л, не более	Толщина пласти- ны 5	 Длина валика Ь, не более	Ширина цели впих. не б дге	Ширина реборды катка Л|, не Солее
		о  -г	о	Л о		о ©	5?	о &	© ' сч	о  гм	ю со	о о	о о	е> э	о е> со	о о о	валика	втулки	ролика	1 м	рсборди кат- ка						
М20	2000	X																	6,0	9,0	 12,5	25	35	15	18	2,5	35	49	3,5
М28	2800		х	—	—	—	—	—	—								7,0	.10,0	15,0	30	40	17	20	3,0	40	56	4,0
М40	4000			—	—	—’	—	—	“—	—							8,5	12,5	18,0	36	45	19	25	3,5	45	63	4,5
М56	5600			X	—	—	—	—	—	—							10,0	15,0	21,0	42	55	23	30	4,0	52	72	5,0
М80	8000							—			—•						12,0	18,0	25,0	50	65	27	35	5,0	62	86	6,0
М112	11 200				X	—	—	—	—	—	—		—«1				15,0	21,0	30,0	60	75	31	40	6,0	73	101	7,0
ЛИ 60	16 030					X	—	‘,	—	—	—	—					18,0	25,0	36,0	70	9 Ок	36	45	7,0	85	117	8,5
М224	22 400						X	—	—			—,	—	—	—			21,0	30,0	42,0	85	105	42	56	8,0	98	134	10,0
М315	31500							X	—	—	—-	—	—	—			25,0	36,0	50,0	100	125	4?	60	10,0	112	154	12,0
М450	45 000							•в»	—	—	—’	—	—	—	—		30,0	42,0	60,0	120	150	55	70	12,0	135	185	14,0
М630	63 000									—	—	—’	—	—-	—		36,0	50,0	70,0	140	175	65	85	14,0	154	214	16,0
М900	90 000									х|	—	—	—		—	!-	44,0	60,0	85,0	170	210	76	105	16,0	180	254	18,0
М1250	125 000													—			50,0	71,0	100,0	200	250	90	120	20,0	230	310	22,0
М1800	180 000									1		—	•—	—	—	—	60,0	85,0	118,0	236	276	ПО	150	22,0	260	370	' 24,0

Примечания: И Изготовление катковых цепей, отмеченных знаком «X», не допускается.

2. Знаком «—» отмечены цепи, которые должны изготовляться в соответствии с настоящим стандартом.
Тил цепи	Разрушающая нагрузка, кгс	Шаг цепи мм														
		41)	50	63	80	100	125	160	200	250	315	400	500	630	800	[000
1	2000	1,26	1,14	1,05	0,96	0,93	0,88	0,85	—	—	—	—	—	—	—	—
	2800	—	1,58	1,45	1,34	1,26	1,20	1,15	1,10	—	—	—	—	—	—	—
	4000	—	—	2,10	2,05	1,90	1,76	1,70	1,65	1,58	—	—	—	. —	—	
	5000	—	—	3,34	3,06	2,82	2,62	2,46	2,38	2,30		—	—	—	—	—
	8000	—	—'	—	4,80	4,40	3,95	3,80	3,66	3,47	3,30	—	—	—	——	—
	11 200	-—г	—	—	7,26	6,00	5,80	5,30	5,05	4,80	4,55	4,40			—	
	16 000	—	—	—	—	9,15	8,20	7,75	7,05	6,64	6,28	5,95	5,75	—	—	—
	22 400	—	—	—	—		12,70	11,40	10,70	9,80	9,28	856	8,45	8,00	—	—
	31 500	—	—-	—	—	—	—	15,90	15,60	13,60	12,60	12,00	11,47	10,98	—	—
	45 000	—	—	—	—	—	—	—	21,60	20,00	18,60	17,20	16,80	15,78	15,30	—
	63 000	—	—	—	—	—	1—	—	—	29,50	27,60	25,80	24,60	23,00	22,20	21,50
	90 000	—	—	—	—"	—	—	—	—’	44,50	41,60	37,65	35,35	33,65	32,00	30,75
	125 000	—	—	—	—	—	—	—	—	—	61,20	57,10	52,90	50,60	48,00	46,00
	180 000						—					74,20	73,40	73,10	68,50	66,10
	2000	1,42	1,27	1,16	1,04	1,00	0,93	0,808	-—	—	—	—	—	—.	—	—
	2800	—	1,84	1,64	1,50	1,40	1,30	1,22	1,16	—	—	—	—	—	- 1	
2	4000	Шик		-  2,38	2,28	2,10	2,00	1,82	1,75	1,70						
	5600	—	—	3,23	3,45	3,15	2,85	2,65	2,55	2,37	—	—	—-			’—
	8000	—	—’		5,40	4,90	4,35	4,10	3,90	3,67	3,46	—	—	—	—	—
	11 200	—		—	8,40	6,40	6,10	5,90	5,46	5,15	4,80	4,65	—*	•—	—	—
	16 000	—	—	—		10,00	9,35	8,70	7.80	7,25	6,75	6,30	6,05	—	—	—
	22 400	—	—	—•	—	—	14,30	12,70	11,70	10,60	9,95	9,27	8,86	8,20	—	—
	31 500	—	—	—’	—*	—-	—	18,10	16,40	15,00	13,70	12,90	12,17	11,53		—
	45 000	—	—	—	—-	—	—	—	24,80	22,40	20,60	18,70	'18,00	16,77	15,98	—
	63 000	—	—	—	—	—	—	—-	—	ЗЗгЗО	30,65	28,20	26,40	24,60	23,40	22,50
	90 000	'—	—	—	—	—	—	—	—	51,30	46,90	41,90	38,75	36,40	34,00	32,50
	125 000	—	—	—		—	—	—	—	—	69,90	64,00	58,40	55,00	54,40	48,60
	180 000	—	—	—		*—	—	—	—	—.	—	86,20	88,40	81,00	74,70	71,10
3	2000	—	1,80	1,58	1,37	1,26	1,15	1,05	—	—	"—	-—	—	—	—	—
	2800	—	—	2,44	2,22	1,89	1,70	1,55	1,40	—	—-	—	—	—	—г	—
	4000  5600	—	—	3,47	3,14  4,90	2,78  4,30	2,47  3,80	2,25  3,38	2,05  3,15	1,95  2,85	—	—	—	—	—	
	8000	—	—	—	8,05	7;00	5,05	5,38	4,90	4,50	4,10	—		—	—	—
	11 200	—	—-	—	—	10,00	9,32	8,12	7,24	6,58	5,95	5,50	—~	—	—	—
	16 000	—	—	-—	—	—	13,65	12,00	10,48	9,38	8,45	7,65	7,12	"—	—	“—
Тип цепи	Разрушающая нагрузка, кгс	Шаг цепи мм														
		40	50	63	80	100	125	160	200	250	315	400	500	630	яоо	1000
3	22 400	—	—	—	—	—	—	18,80	16,60	14,50	13,00	11,70	10,62	9,80	—	
	31 500	—	—-	—	'—	—	—	—	23,78	20,90	18,40	16.56	15,12	13,88	—,	—
	45 000	—		—	——	—-	—™	—	37,15	32,35	28,45	24,90	22,98	20,77	19,18	—"
	63 000					—				40,20	43,20	38,10	34,40	29,90	28,40	25,40
	90 000					—					69,70	59,35	52,15	47,50	42,80	39,50
	125 000											91,35'	80,30	72,45	65,10	59,60
	180 000						—					132,00	124,80	ПОДО	97,50	89,30
4	2000		2,04	1,80	1,52	1,38	1,25	1,12	—	—'	*—	—	—	—	—	—
	2800	—.	—	2,45	2,35	2,05	1,85	1,65	1,50	—	—	-—	—	—		—
	4000	—	—	3,80	3,40	3,00	2,60	2,38	2,18	2,15	—	—	—	—	—	—
	5600	—"	—	—	5,38	4,68	4,10	3,60	3,30	3,10	—	—	—	—	—	—
	8000	—	—	—	8,80	7,00	6,50	5,78	5,26	4,75	4,38	—.	—‘	—		—
	11200	—	—	—	—	10,80	10,00	8,00	7,55	6,88	6,17	5,70	—	—	—	—
	16000		—	—	—	—	—,	13,80	12,10	10,60	9,45	8,50	7,70	7,15	—	—	——
	22 400	—	—	—	—	—	—	19,60	17,10	15,00	13,40	12,00	11,05	10,75	—	—
	31 500	—	—	—	—	—.	—	—	25,70	22,50	19,70	17,60	16,00	14.50*	—	—
	45 000	—	.—	—	—	—	—	—	40,40 ’	35,00	30,50	26,60	24,30	51,70	20,00'	—
	63 000	—	—	—"	—				—	53,30	46,50	40,60	36,40	32,50	29,60	27,45
	90 000					—					74,20	63,40	56,00	50,00	44,80	41,00
	125 000					—						97,90	85,50	76,60	68,40	62,10
	180 000	—	—		  - 1	—" [	—	—	—	—	—	—	138,60	130,00	114,10	100,70	91,90
Номер цепи	Исполнение слецяальных 11ЛССТИЦ	/	Л		Л1	Л|	не более	/, не более
	1	40							15
	1	50	—					20
	1; 2	63	20					40
М20	1; 2	80	35	6,6	16	54	84	55
	1; 2; 3	100	50					70
	1; 2; 3	125	75					95
	1; 2; 3	160	НО					130
	1	50	——					20
	1	63	—					30
	1; 2	80	25					55
М28	1, 2; 3	100	40	9,0	20	64	100	70
	1; 2; 3	125	65					95
	1; 2; 3	160	100					130
	1; 2; 3	200	140					170
	1	63	—					30
	1; 2	80	20					50
	1; 2; 3	100	40					70
М40	1; 2; 3	125	65	9,0	25	70	112	95
	1; 2; 3	160	100					130
	1; 2; 3	200	140					170
	1; 2; 3	250	 190					220
	1	63	—					30
	1	80	—					40
	1; 2	100	25					60
М56	1; 2; 3	125	50	11,0	30	88	140	85
	1; 2; 3	160	85					120
	1; 2; 3	200	125					160
	1; 2; 3	250	175					210
	1	80							30
	1	100	—					40
	1; 2	125	50					85
5580	1; 2; 3	160	85	11,0	35	96	160	120
	1; 2; 3	200	125					160
	1; 2; 3	250	175					210
	1; 2; 3	315	240					275
Номер цепи	Исполненне снециал ьиых пластин	1	л		Л1	Л1	не более	/, не более
*	1	го	—					40
	1	100	—					50
	1; 2	125	35					80
М112	1; 2; 3  1; 2; 3	160  200	65  100	14	40	110	184	110  145
	1; 2; 3	250	150					195
	1; 2; 3	315	215					260
	1; 2; 3	400	300					345
	1	100						50
	1	125	—					60
	1; 2	160	50					95
М160	2?  Оа 00	200  250	65  145	14	45	124	200	130  190
	1; 2; 3	315	200					245
	Г, 2; 3	400	285					330
	1; 2; 3	500	385					430
	1	125							50
	1	150	*—					90
	1; 2	200	65					120
М224	!; 2; 3  г, 2; з	250  315	125  190	13	55	140	228	180  245
	1; 2; 3	400	275					330
	И 2; 3	500	375					430
	1; 2; 3	630	500					555
	I	160	—					60
	1; 2	200	50					105
	1; 2; 3	250	100					155
М315	1; 2: 3	315	155	18	65	160	250	210
	1: 2; 3	400	240					295
	1; 2; 3	500	340					395
	1; 2; 3	630	470					525
Номер цепи	Исполнение спецкал ьпьгх пластин	/	Д	б/6	А1	Л]	Ь1т не белее	Ц НС более
	1	200	—-					70
	1; 2	250	85					140
	1; 2; 3	315	155					210
М45О	1; 2; 3	400	240	18	75	180	280	295
	1; 2; 3	500	300					355
	1; 2; 3	630	430					485
	1; 2, 3	800	600					655
	1	250	—					80
	I; 2	315	100					175
	1; 2; 3	400	190					265
М630	1: 2; 3	500	300	24	90	230	380	375
	1; 2; 3	030	300					375 1
	1; 2; 3	800	400					475
	1; 2; 3	1000	400					475
	1	250		.					80
	I; 2	315	65					155
	1; 2; 3	400	155					245
М900	1; 2; 3	500	240	30	110	280	480	330
	1; 2; 3	630	300					390
	I; 2; 3	800	400					490
	1; 2; 3	1000	400					<!90
	1	315						100
	1; 2	400	100					210
	1; 2; 3	500	190					300
М1250	1; 2; 3	630	300	36	130	330	580	410
	I; 2; 3	800	400					510
	1; 2; з	1000	400					510
	1	400							150
	Н 2	500	155					280
М1800	1; 2; 3	630	240	42	150	380	680	365
	I; 2; 3	800	300					425
	1; 2, з	1000	400					525
Цели тяговые разборные (ГОСТ 589—74)» Размеры, мм

Тип Р/

ТипР2

Наименование параметров и размеров		Обо- значе- ние	Расчетный шаг ..вена 1							
			63 1	№		1000		160	]		250
Шаг зацеп- ления	номин.	Гц	126	160		200		320		500
	пред, О ГК л.	ДТц	±2,0	±2,5				±3,0		
Ширина звена, не более		В	18	30	42	32	37	40	59	59
Расстояние между наруж- ными звеньями, не менее		^В1!	15	21	32	27	27	34	42	42
Длина валика, не более		1	35	48	73	56	60	73	92	92
Наименование размеров	Обозна- чен не	Обозначения цепей типа Р2							
		ю сА	(О о  о со	<31 СЧ  со	© 4Д  О	о СЧ СЧ  о о	160-290	сэ с '•У  о <с	о о  сз  СЧ
Диаметр валика номиналь- ный	а	8	12	18	14	16	18	24	24
Ширина звеньев внутрен- няя, не менее	ь	9	13	19	15	17	19	26	26
Толщина внутреннего зве- на в средней части, не бо- лее	8	7	13	20	16	18	20	24	24
Высота голе.: и, не более	К	9	16	21	17	19	21	33	33
Длина впадины внутрен- него звена, не менее	11	30	32	50	40	40	63	63	100
Угол поворота звеньев в плоскости осей шарниров, град, не менее	'Р		3 и 13 *						

* Размер относится к цепям, применяемым в конвейерах с пространст-
венной трассой.

Наименование размеров		Обозначение	Обозначение цепей Р2							
			1Л	ш  А «	сэ ст  о со	О ф  о о	о  СЧ СЧ  о о	© ст СЧ  ф	О д о ©	С5  3  О 1Л СЧ
Нагруз- ка, кгс, нс менее	пробная	<?п	2700	6000	17 400	9600	13 200	17 400	24 000	24 000
	разру- шающая	<2р	4500	10 600	29 000	16 000	22 000	29 000	40 000	40 000
Удлине- ние общее, %	при проб- ной на-  грузке, не более	бл	1,6							
	при раз- рыве, не менее	«₽	4,5							
Вес 1 м цепи в кгс, не более		—	1,4	3,2	8,7	3,8	5,2	5,7	9,1	8,0
Приложение ХСН1

Характеристика кареток (ГОСТ 5946—66) конвейеров с разбэрной целью
б

Обозначе- ние ка- ретки	Шаг звена цели /, мм	Диаметр катка /)и, мм	Наиболь- шая на- тр узка Фст, кгс	Профиль пути—дву- тавровая балка по ГОСТ €239-72	Размеры кареток, мм				Вес, кгс, не более
					/1	Б.  не более	В, не менее	Г, не менее	
И—65	60	65	250	10	75	125	20	12	3,0
100—80	100	80	500	12  14	105	155	25	17	7.5
160—125	160	125	800	16  18	125	200	35	20	13,0

Примечания: к Наибольшая нагрузка Сст на каретку соответствует
грузонесущей способности каретки в состоянии покоя на горизонтальном
участке пути. 2. Полезная нагрузка определяется в зависимости от условий
работы конвейера: скорости движения ходовой части, продолжительности
действия нагрузок на каретки, величины составляющих сил от натяжения
тяговой цепи конвейера на вертикальных поворотах пути и пр 3. При
выполнении кареток со специальными подшипниками допускается примене-
ние катков диаметрами Ок, отличными от установленных в таблице в пре-
делах ±5%.	 
Характеристика редукторов типа КДВ-М1

Испол- нение	Переда- точное число	Максимальная мощность на быстроходЕюм валу, кВт					
		при 1500 мин—1			при 1000 мин-1		
		5 о о сч Й 5	§ ТО СМ й 2	КДВ-350М1	КДВ-200М1  1	КДВ-250М1	КДВ-350М1
I	2124	0,13	0,32	0,80	0,09	0,22	0,54
II	1815	0,15	0,38	0,95	0,10	0,25	0,63
III	1382	0,20	0,50	1,23	0,13	0,33	0,82
IV	1052	0,26	0,65	1,62	0,17	0,43	1,08
V	801	0,34	0,85	2,14	0,23	0,57	1,42
VI	634	0,43	1,1	2,7	0,28	0,72	1,80
VII	501	0,55	1,4	3,5	0,36	0,90	2,27
VIII	397	0,69	1,7	4,34	0,46	1,15	2,87
IX	350	0,76	1,9	4,9	0,51	1,3	3,26
X	263	1,05	2,5	6,4	0,65	1,7	4,32
XI	203	1,32	3,3	8,44	0,87	2,2	5,6
XII	160	1,96	4,1	10,7	1,1	2,8	7,1
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1.	Александров М. П. и др. Грузоподъемные машины. ЛЕ3 Высшая
школа, 1973.

2.	Александров М. П. Подъемно-транспортные машины. М., Высшая
школа, 1972,

3.	Андреев А. В., Шеш к о Е. Е. Транспортные машины и комплексы для
открытой добычи полезных ископаемых. М., Недра, 1970.

4.	Бейзельман Р. Д., Цыпкин Б. В н Пере ль Л. Я. Подшип-
ники качения. Справочник. 6-е изд. М., .Машиностроение, 1975.

5.	Борисов 10. ЛЕ, Соколов ЛЕ ДЕ Электрооборудование подъем-
но-транспортных машин. М., Машиностроение, 1971.

6.	Вайнсон А. Л. Строительные краны. ЛЕ, Машиностроение, 1970.

7.	ВНИИПТмаш. Расчеты крановых механизмов и их деталей. М , Машино-
строение, 1971.

8.	Гидравлическое оборудование. Каталог-справочник, ч. 2. Л1., НИИНмаш.
1967.

9.	Гидропривод подъемио-транспортных машин. РТМ 24.195.01—72. 6—73—
—21. М., НИИНформтяжмаш, 1973.

10.	Госгортехнадзор СССР. Правила устройства и безопасной эксплуатации
грузоподъемных кранов. М. Металлургия, 1974,

11.	Гох бе р г М. ЛЕ Металлические конструкции подъемно-транс портных
машин. М.» Машиностроение, 1969.

12.	Дмитриев В. А. Детали машин. Л., Судостроение, 1970.

13.	Дьячков В. К. Подвесные конвейеры. ЛЕ, Машгиз, 1961.

14.	Евневич А. В. Горные транспортные машины. ЛЕ, Госгортсхиздат,
1963.

15.	Зенков Р. Л., Петров М. М. Конвейеры большой мощности.
ЛЕ. Машиностроение, 1964,

16.	Иванченко Ф. К., Бондарев В. С., Колосник Н. П.,
Барабанов В. Я- Расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин.
Киев, Вища школа, 1975.

17.	Иванченко Ф. К-, Павленко Б, А. Механическое оборудова-
ние сталеплавильных цехов. М., Металлургия, 1961.

18.	Казак С. А. Динамика мостовых крапов. ЛЕ, Машиностроение,
1968.

19.	Киселев В. А. Строительная механика. М., Стройиздат, 1976,

20.	Комаров ЛЕ С. Динамика механизмов и машин. М., Машинострое-
ние, 1969.

21.	Краны. Справочник Под ред. проф. Дукельского А. И., ч. 1 и 2. Л.,
Машиностроение, 1971, 1973.

22.	К у к ] б и и й О. А. Курсове пиоектування транспортуючих машин.
Киев, Вища школа, 1973.

23.	Машины непрерывного транспорта/Под ред. В. И. Плавипского. ЛЕ,
Машиностроение, 1969.

24.	Павлов Н. Г. Примеры расчетов кранов. Л., Машиностроение, 1976.

25.	Парни ц, кий А. Б. и др. Мостовые краны общего назначения. 4-е
изд. М., Машиностроение, 1971.
26.	П и с а р с я к о Г. С. и др. Сопротивление материалов* Киев, Вища
школа, 1973,

27,	Редукторы. Справочное пособие. Л.. Машиностроение, 1972.

28.	Решетов Д. И. Детали машин. М., Машиностроение, 1975.

29.	Руденко 1-1. Ф., Александров М. П+, Лысяков А. Г*
Курсовое проектирование грузоподъемных машин. 3-е изд, М,, /Машиностроение,
1971.

30.	Сборник № 2 укрупненных расценок на монтаж конвейеров, элевато-
ров и рольгангов. М., Стройиздат, 1973.

31.	Солод Г. И. и др. Промежуточные приводы конвейеров. М., Ма-
шиностроение, 1967.

32.	С п и в а к о в с к и й А. О., Дьячков В. К* Транспортирующие ма-
шины. М., Машиностроение, 1968.

33.	Справочник проектировщика промышленных, жилых и гражданских
здании и сооружений. Промышленный транспорт, М,, Стройиздат, 1972.

34.	Ценник на монтаж оборудования № 3. Подъемно-транс порт ное обе ру-
до ванне. Мг1 Стройиздат, 1971.

35.	Штокман И. Г. Динамика тяговых цепей рудничных конвейеров.
М., Углетехиздат, 1959.

36.	Южный Ю. Э. Грузоподъемные электромагниты и их ремонт. М.,
Энергия, 1974.
ОГЛАВЛЕНИЕ

Пред	исловие.......................................................... 3

Глав	а I. Основы расчета полъемно-транспортных машин................. 5

§ 1.	Режимы работы грузоподъемных машин................................. 5

§ 2.	Расчетные нагрузки................................................ 10

§ 3.	Расчет динамических нагрузок колебательного' характера............ 15

§ 4.	Режим работы и нагрузки транспортирующих машин.................... 24

§ 5.	Основы расчета деталей механизмов на прочность.................... 38

§ 6.	Основы расчета электропривода..................................... 41

§ 7.	Материалы для подъемно-транспортных машин......................... 44

Глава И, Расчет мостового крана........................................ 51

§ 1.	Назначение и конструктивное исполнение мостового крана. Исходные
параметры............................................................. 51

§ 2,	Расчет механизма подъема......................................... 54

§ 3.	Особенности конструкции и расчета механизмов подъема с грузовым
электромагнитом и грейфером.................г.........................100

§ 4.	Расчет механизма передвижения тележки............................165

>	§ 5. Расчет механизма передвижения крана..............................11?

§ 6^	Расчет металлоконструкции моста крана............................131

§ 7.	Расчет электроталей..............................................159

Глава 111. Расчет поворотных стреловых кранов..........................177

§ 1.	Краны с вращающейся колонной.....................................177

§ 2.	Расчет поворотного стрелового крана с неподвижной колонной .... 195

Глава IV. Расчет передвижных стреловых кранов..........................208

§ 1.	Расчет башенного крана...........................................208

§ 2.	Расчет гусеничного краЕта..............;.........................258

Глава V. Расчет объемного гидропривода механизмов крана................266

§ Г	Требования к объемному гидроприводу..............................266

।	§ 2. Расчет гидропривода механизмов мостового крана ................. 277

§ 3.	Расчет гидропривода механизма поворота портального крана........г 284

Глава VI. Расчеты транспортирующих машин с гибким тяговым органом 236

§ 1.	Расчет ленточного конвейера, работающего в двигательном режиме , * 286

§ 2.	Расчет ленточного конвейера с уклоном в сторону транспортировки ма-
териала ...............................................  ,............31 э

§ 3.	Расчет ленточного конвейера-питателя.............................320

§ 4.	Расчет круто наклонно го лет очного конвейера с прижимной лептой 324

$ 5.	Расчет конвейера с рифленой лептой...............................342
§ 6,	Расчет крутонаклонного конвейера с высокими поперечными герегород-
ками на ленте.........................................................348

§ 7.	Расчет вертикального ленточного конвейера.............................353

§ 8.	Расчет скребкового конвейера..........................................361

§ 9.	Расчет пластинчатого конвейера .......................................368

§ 10.	Расчет	трубчатого скребкового конвейера с пространственЕЮЙ	трассой	374

§ 11.	Расчет	подвесного грузенесущего конвейера с пространственной трассой	380

§ 12.	Расчет	тележечного конвейера................................384

§ 13,	Расчет	грузоведущего штангового конвейера-толкателя.........387

§ 14.	Расчет	ленточного ковшового элеватора.......................392

§ 15,	Расчет	цепного ковшового элеватора..........................402

Глава VII, Расчеты транспортирующих машин без гибкого тягового
органа..........................................................4С7

§ Е	Расчет	пинтового конвейера............................................407

§2.	Расчет	транспортирующей трубы.........................................411

§ 3,	Расчет	приводного роликового конвейера................................412

§ 4,	Расчет	качающихся инерционных конвейеров..............................415

§ б.	Расчет	вибрационных конвейеров .......................................419

§ 6,	Расчет	гидротранспортной установки....................................426

§ 7,	Расчет	пневмотранспортной установки...................................428

Глава VIII. Расчет экономической эффективности применения подъемно-
транспортных машин . .	.............................435

§ Е	Методические указания.................................................435

§ 2.	Расчет экономической эффективности применения мостового крана
в цехе машиностроительного заводя.....................................441

§ 3,	Расчет экономической эффективности	применения ленточного конвейера 445

Приложения................................................................  451

Список литературы...........................................................571
Федор Кондратьевич Иванченко,
Валентин Степанович Бондарев,
Николай Прокофьевич Колесник,
Василий Яковлевич Барабанов

Расчеты грузоподъемных и транспсртирующих машин

Редактор Т. Г. С катынская

Переплет художш ка Г. М. Балю на
Художественный редактор С, В' Анненков
Технический редактор Л. Ф. Волкова
Корректор Л. Г. Батшеева

141:форм, бланк Аг 2782

Сдано в набор 14.04,78* Подл. в печать 16*11.78. БФ 0Я839. Формат
бОхЭО1/^. Бумага типограф. Де 3. Лит. гари. Выс. печать
36 печ л. 33,49 уч.-ипд, л. Тираж 280ии Изд. № ЗСтО2.
Зак. 8-220. Цена 1 р. 30 к.

Головное издательство издательского объединения «Ваща школз»,
252054, Киев-54, ул. Гоголевская, 7

Книжная ф-ка им. М, В. Фрунзе Республиканского производ-
ственного объединения «Пол и граф книга» Госкомиздата УССР.
Харьков, Допец'ЗахаржсБск&я, 6/8*